UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ
INSTITUTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
DISSERTAÇÃO DE MESTRADO
Projeto Preliminar e Simulação Computacional
de Câmara de Combustão de Turbina a Gás
Considerando a Queima de Biocombustíveis
Autor: Fagner Luís Goulart Dias
Orientador: Prof. Dr. Marco Antonio Rosa do Nascimento
Co-orientadora: Profa. Dra. Lucilene de Oliveira Rodrigues
Itajubá, Agosto de 2011
UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM
ENGENHARIA MECÂNICA
Fagner Luís Goulart Dias
Projeto Preliminar e Simulação Computacional
de Câmara de Combustão de Turbina a Gás
Considerando a Queima de Biocombustíveis
Dissertação submetida ao Programa de Pós-Graduação em
Engenharia Mecânica como parte dos requisitos para obtenção
do Título de Mestre em Engenharia Mecânica.
Área de Concentração: Conversão de Energia
Orientador: Prof. Dr. Marco Antonio Rosa do Nascimento
Co-orientadora: Profa. Dra. Lucilene de Oliveira Rodrigues
Agosto de 2011
Itajubá - MG
UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM
ENGENHARIA MECÂNICA
Fagner Luis Goulart Dias
Projeto Preliminar e Simulação Computacional
de Câmara de Combustão de Turbina a Gás
Considerando a Queima de Biocombustíveis
Dissertação aprovada por banca examinadora em 08 de agosto de
2011, conferindo ao autor o título de Mestre em Engenharia
Mecânica.
Banca examinadora:
Prof. Dr. João Andrade de Carvalho Junior
Prof. Dr. Christian Jeremi Rodriguez Coronado
Prof. Dr. Marco Antonio Rosa do Nascimento (Orientador)
Profa. Dra. Lucilene de Oliveira Rodrigues (Co-orientadora)
Agosto de 2011
Itajubá - MG
Dedicatória
Gostaria de dedicar este trabalho
a todos que sempre me apóiam e torcem por mim,
principalmente aos meus pais, irmãos, amigos e minha querida esposa Mellina.
Agradecimentos
À minha querida esposa Mellina,
que ao longo de todos esses anos, sempre esteve ao meu lado me apoiando e nunca me
deixando desistir diante das dificuldades.
Aos meus pais Luiz Roberto Dias e Célia Maria Goulart,
que me deram a possibilidade de estudar e poder conquistar tantas vitórias.
Ao meu orientador Prof. Marco Antonio
pelo suporte técnico indispensável durante todo este trabalho.
À minha co-orientadora e amiga Profa. Lucilene
pelo companheirismo e pelos valiosos conselhos.
Ao amigo Thiago Oliveira
pela colaboração imprescindível nos desenhos, nas simulações e nas diversas discussões.
À Universidade Federal de Itajubá
por toda estrutura disponibilizada e pela oportunidade de trabalhar com ótimos profissionais.
Aos órgãos de fomento CAPES, FAPEMIG e CNPq
pelo apoio financeiro essencial fornecido no decorrer deste trabalho.
Ser feliz é reconhecer que vale a pena viver
apesar de todos os desafios, incompreensões e períodos de crise.
Ser feliz é deixar de ser vítima dos problema
e se tornar um autor da própria história.
É atravessar desertos fora de si,
mas ser capaz de encontrar um oásis no recôndito da sua alma.
É agradecer a Deus a cada manhã pelo milagre da vida.
Ser feliz é não ter medo dos próprios sentimentos.
É saber falar de si mesmo.
É ter coragem para ouvir um “não”.
É ter segurança para receber uma crítica, mesmo que injusta.
Pedras no caminho? Guardo todas, um dia vou construir um castelo...
Trecho de “Palco da Vida”, Fernando Pessoa.
Resumo
DIAS, F. L. G. (2011), Projeto Preliminar e Simulação Computacional de Câmara de
Combustão de Turbina a Gás Considerando a Queima de Biocombustíveis, Itajubá, 118p.
Dissertação (Mestrado em Conversão de Energia) - Instituto de Engenharia Mecânica,
Universidade Federal de Itajubá.
Este trabalho apresenta uma metodologia para o projeto preliminar de câmara de
combustão de turbinas a gás, considerando a composição do combustível, automatizada
através de uma planilha Excel®. Além disso, diante dos apelos atuais para uso dos
biocombustíveis, foi mostrada a potencialidade do uso destes combustíveis em câmaras de
combustão de turbinas a gás, enfatizando os principais impactos existentes.
Como dados de entrada na planilha Excel®, foi empregada uma câmara de combustão
de turbina a gás de ciclo simples para 600kW de potência, obtidos com auxílio do programa
GateCycle®. Em seguida, com a geometria preliminar obtida, foi estabelecida uma ligação
com o programa SolidWorks™, automatizando o processo de criação do modelo.
A partir do modelo sólido, foram empregadas as técnicas da Dinâmica dos Fluidos
Computacional, a fim de comparar os resultados obtidos pela metodologia. Nas simulações,
foi utilizado o programa ANSYS CFX®, com o modelo de turbulência, SST, de combustão,
Eddy Dissipation e de radiação, P1. Em seguida, foram feitos diversos ajustes na geometria
para o gás natural, de modo a melhorar o perfil do escoamento no interior da câmara.
Com base nos resultados, a metodologia empregada apresentou bons resultados para o
projeto preliminar. Contudo, foram identificadas velocidades elevadas na região de queima,
que contribuíram para alongar o perfil da chama até a saída da câmara, dificultando o
processo de combustão. Além disso, foram observados que parâmetros como a área de
referência, bem como a configuração a ser empregada no swirler, devem ser investigados com
maiores detalhes. Por último, foram testados combustíveis de baixo poder calorífico a fim de
evidenciar a necessidade de se ajustar a geometria da câmara a nova condição de operação.
Palavras-chave: Câmara de combustão; análise numérica em CFD; combustão; microturbina.
Abstract
DIAS, F. L. G. (2011), Preliminary Design and Computational Simulation of
Combustion Chamber of Gas Turbine Considering the Biofuels Combustion, Itajubá, 118p.
Msc. Dissertation - Instituto de Engenharia Mecânica, Universidade Federal de Itajubá.
This work presents a methodology for the preliminary design of a combustion gas
turbine, taking into account the fuel composition that was automated by an Excel®
spreadsheet. Moreover, due to current calls for the use of biofuels, has shown the potential use
of these fuels in the combustion chambers of gas turbines, highlighting the major existing
impacts.
The input data used in the Excel® spreadsheet is a gas turbine simple cycle with
600kW, obtained by the GateCycle® program. Then, with the preliminary geometry was
established a link with the program SolidWorks™, in order to automate the process of
creating the model.
In the model obtained, the CFD techniques were employed, in order to compare with
the methodology results. For the simulations, it used the ANSYS CFX® program, with the
turbulence model, SST, the combustion model, Eddy Dissipation and the radiation model, P1.
Then, several adjustments have been made in the geometry for natural gas in order to improve
the flow within the chamber.
Based on the results obtained, the methodology showed good approach for a
preliminary design. However, it was identified high velocities in the burning zone, which
helped to extend the profile of flame to the exit of the chamber, making the combustion
process. In addition, it was observed that parameters such as the reference area and the swirl
settings, should be investigated with more details.
Finally, it was tested the low calorific values fuels, in order to demonstrate the
necessary adjustments on the geometry of the combustion chamber for the new operating
mode.
Keywords: Combustion; numerical analysis using CFD; combustion chamber; microturbine.
ix
Sumário
DEDICATÓRIA .................................................................................................................... III AGRADECIMENTOS ............................................................................................................ V RESUMO............................................................................................................................... VII ABSTRACT ........................................................................................................................ VIII SUMÁRIO .............................................................................................................................. IX LISTA DE FIGURAS........................................................................................................... XII LISTA DE TABELAS .........................................................................................................XVI SIMBOLOGIA LETRAS LATINAS ............................................................................... XVII SIMBOLOGIA LETRAS GREGAS..................................................................................XIX SUBSCRITOS ....................................................................................................................... XX SIGLAS .............................................................................................................................. XXII CAPÍTULO 1 - INTRODUÇÃO ............................................................................................. 1 1.1. Introdução ............................................................................................................. 1 1.2. Justificativas .......................................................................................................... 2 1.3. Objetivos ................................................................................................................ 4 1.3.1 Objetivo geral ................................................................................................. 4 1.3.2 Objetivos específicos ...................................................................................... 4 1.4. Organização do Trabalho .................................................................................... 4 CAPITULO 2 - ESTADO DA ARTE ..................................................................................... 6 2.1. A Energia dos Combustíveis ................................................................................ 6 2.2. Biocombustíveis em Turbinas a Gás ................................................................... 7 CAPITULO 3 - TURBINAS A GÁS ..................................................................................... 12 3.1. Desenvolvimento de Turbinas a Gás................................................................. 12 x
3.1.1 Principais tipos ............................................................................................. 14 3.1.2 Turbinas a gás aeroderivativas ..................................................................... 15 3.1.3 Turbinas a gás industriais ............................................................................. 15 3.2 Princípio de Funcionamento .............................................................................. 16 3.2.1 Ciclo Brayton................................................................................................ 17 3.2.2 Componentes principais da turbina a gás ..................................................... 19 3.3 Câmara de Combustão....................................................................................... 21 3.3.1 Finalidades das câmaras de combustão ........................................................ 21 3.3.2 Tipos de câmaras de combustão ................................................................... 22 3.4 O Processo de Combustão.................................................................................. 29 3.4.1 Características e classificação das chamas ................................................... 30 3.5 Parâmetros Térmicos ......................................................................................... 33 3.5.1 Estequiometria .............................................................................................. 33 3.5.2 Temperatura de chama adiabática ................................................................ 34 CAPITULO 4 - METODOLOGIA DE PROJETO DE CÂMARA DE COMBUSTÃO . 35 4.1. Introdução ........................................................................................................... 35 4.2. Dimensões Preliminares do Combustor ........................................................... 36 4.2.1 Escolha da área de referência ....................................................................... 38 4.2.2 Determinação das seções .............................................................................. 42 4.3. Projeto do Difusor .............................................................................................. 46 4.3.1 Cálculo das propriedades do difusor ............................................................ 49 4.3.2 Tipos de difusores......................................................................................... 53 4.3.3 Cálculo dos parâmetros geométricos do difusor........................................... 54 4.4. Projeto do Bico Injetor ....................................................................................... 57 4.5. Projeto do Swirler ............................................................................................... 57 4.5.1 Diâmetro externo do swirler ......................................................................... 61 4.5.2 Número do swirl alternativo ......................................................................... 61 4.6. Projeto da Zona de Recirculação ...................................................................... 62 4.6.1 Comprimento da zona de recirculação ......................................................... 62 4.6.2 Ângulo de inclinação e comprimento do domo ............................................ 62 4.7. Projeto da Zona Primária .................................................................................. 63 4.7.1 Distribuição das vazões mássicas de ar na zona primária ............................ 63 4.7.2 Projeto dos furos de entrada de ar ................................................................ 64 xi
4.7.3 Comprimento da zona primária .................................................................... 66 4.8. Projeto da Zona Secundária .............................................................................. 66 4.8.1 Razão de equivalência na zona secundária ................................................... 66 4.8.2 Comprimento da zona secundária................................................................. 67 4.9. Projeto da Zona de Diluição .............................................................................. 67 4.9.1 Comprimento da zona de diluição ................................................................ 67 4.10. Distribuição de Temperatura na Câmara ........................................................ 68 4.10.1 Cálculo da temperatura de chama ............................................................. 68 CAPITULO 5 - PLANILHA EXCEL® DESENVOLVIDA............................................... 71 5.1. Organização da Planilha Excel®....................................................................... 71 5.2. Obtenção da Geometria no SolidWorks™ ....................................................... 81 CAPITULO 6 - DINÂMICA DOS FLUIDOS COMPUTACIONAL ................................ 82 6.1. Introdução à Simulação Numérica ................................................................... 82 6.2. Dinâmica dos Fluidos Computacional .............................................................. 83 6.2.1 Modelos de turbulência ................................................................................ 83 6.2.2 Modelos de combustão ................................................................................. 85 6.2.3 Tipos de malha ............................................................................................. 86 6.3. Dinâmica dos Fluidos Computacional no CFX................................................ 87 CAPITULO 7 - SIMULAÇÕES E ANÁLISE DOS RESULTADOS ................................ 88 7.1. Simulações Realizadas........................................................................................ 88 7.1.1 Simulação 1: Projeto Base ............................................................................ 88 7.1.2 Simulação 2: Redução no comprimento do difusor ..................................... 95 7.1.3 Simulação 3: Acréscimo do swirler radial ................................................... 96 7.1.4 Simulação 4: Colocação do snout, aumento do injetor e swirler radial ....... 98 7.2. Mudança no projeto original ........................................................................... 103 7.2.1 Simulação 5: Aumento da área de referência calculada pela planilha. ...... 103 7.3. Substituição do combustível de projeto .......................................................... 106 7.3.1 Simulação 6: Queima de um biogás ETE-SABESP. .................................. 106 7.3.2 Simulação 7: Queima de um gás de gaseificação da biomassa. ................. 109 CAPITULO 8 - CONCLUSÕES E TRABALHOS FUTUROS ....................................... 111 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ............................................................................... 114
xii
Lista de Figuras
Figura 3.1 Primeira patente de turbina a gás desenvolvida por John Barber em 1791 ............ 13 Figura 3.2 Primeira unidade geradora de eletricidade empregando turbina a gás fabricada pela
Brown Boveri Company. .......................................................................................................... 14 Figura 3.3 Turbina a gás de um eixo ....................................................................................... 17 Figura 3.4. Diagramas do ciclo Brayton ideal .......................................................................... 18 Figura 3.5 Diagrama T-s para o ciclo Brayton real ................................................................. 18 Figura 3.6 Exemplos de compressores aplicados em turbinas a gás. (a) Turbina LTS 101, com
compressor radial ou centrífugo. (b) Turbina CF6N com compressor axial ............................ 19 Figura 3.7. Combustor anular do tipo fluxo direto ................................................................... 23 Figura 3.8 Configuração com fluxo reverso e abertura na seção primária ............................... 23 Figura 3.9 Principais configurações de câmaras de combustão ............................................... 24 Figura 3.10 Exemplos de câmara de combustão multi-tubular do tipo fluxo direto a) Detalhe
de uma câmara de combustão b) Turboreator J47-C27 que equipa os aviões F-86 "Sabre" c)
Rolls Royce Jet Engine ............................................................................................................. 25 Figura 3.11 Câmara de combustão tubo-anular em detalhe a) Kimerius Aircraft b) Rolls
Royce Limited. ......................................................................................................................... 26 Figura 3.12 Exemplos de câmaras de combustão anulares a) Turboreator Snecma ATAR 101
G2 b) Turbina Aeronáutica EJ200 da EUROJET Turbo GmbH .............................................. 27 Figura 3.13 Câmaras de combustão do tipo tubular a) Principais componentes de uma câmara
de combustão tubular (Rolls Royce Limited). b) Esquema simplificado de uma câmara
tubular. ...................................................................................................................................... 28 Figura 3.14 Dados de históricos e projeções de consumo ........................................................ 30 xiii
Figura 3.15 Modos de combustão em um motor de ignição por centelha a) Chama visível b)
Chama não-visível .................................................................................................................... 31 Figura 3.16 Configuração de um queimador pré-misturado..................................................... 31 Figura 3.17 Configuração de um queimador não pré-misturado .............................................. 32 Figura 3.18 Configuração de um queimador parcialmente pré-misturado. .............................. 32 Figura 4.1 Efeito do número de Mach de referência nos parâmetros do escoamento .............. 37 Figura 4.2 Correlação entre o parâmetro
e eficiência da combustão .................................... 41 Figura 4.3 Detalhe da fenda de resfriamento adotada. ............................................................. 46 Figura 4.4 Esquema de um difusor ........................................................................................... 48 Figura 4.5 Diagrama de projeto de difusores cônicos. ............................................................. 50 Figura 4.6 Regiões de não ocorrência do primeiro stall ........................................................... 53 Figura 4.7 Esquema simplificado dos principais tipos de difusores......................................... 53 Figura 4.8 Tipos de difusores anulares (a) Equi-anular (b) Anular de núcleo reto (c) Anular
duplo divergente ....................................................................................................................... 54 Figura 4.9 Difusor cônico com baixo fator de bloqueio e Mach .............................................. 55 Figura 4.10 Padrão de escoamento na zona primária ............................................................... 58 Figura 4.11 Métodos de criação de zonas de recirculação e vórtices . ..................................... 58 Figura 4.12 Detalhe dos tipos de swirlers ................................................................................ 59 Figura 4.13 Detalhe da geometria do swirler e o comportamento das linhas de corrente para o
tipo axial ................................................................................................................................... 59 Figura 4.14 Detalhe da região de recirculação dentro da zona primária . ................................ 62 Figura 4.15 Esquema representativo dos balanços de massa em cada zona............................. 64 Figura 4.16 Exemplo da distribuição de temperaturas ao longo câmara de combustão. .......... 70 Figura 5.1 Organização da metodologia na planilha Excel®. .................................................. 72 Figura 5.2 Tela inicial da planilha Excel® desenvolvida. ........................................................ 72 Figura 5.3 Tela mostrando os dados de entrada necessários à planilha Excel®. ..................... 74 Figura 5.4 Aba destinada aos parâmetros de referência e características do escoamento. ....... 75 Figura 5.5 Aba para cálculo das diversas seções da câmara. ................................................... 75 Figura 5.6 Aba dedicada ao projeto do difusor ........................................................................ 76 Figura 5.7 Aba dedicada ao projeto do swirler. ....................................................................... 77 Figura 5.8 Esquema da distribuição de massas de ar empregado nos cálculos de
estequiometria e temperatura de chama adiabática. ................................................................. 78 Figura 5.9 Aba responsável pela determinação da temperatura adiabática de chama.............. 78 xiv
Figura 5.10 Aba dedicada ao projeto da zona primária. ........................................................... 79 Figura 5.11 Aba contendo a distribuição de temperaturas no combustor. ............................... 80 Figura 5.12 Modelo sólido da câmara de combustão desenvolvida e do tubo de chama. ........ 81 Figura 5.13 Detalhe da planilha de projeto ligada ao SolidWorks™. ...................................... 81 Figura 6.1 Distribuição da velocidade para os modelos k-ε, RNG k-ε e SST .......................... 84 Figura 6.2 Desvio da magnitude da velocidade ao longo dos pontos de referência em relação
ao experimental para a câmara Floxcom®, considerando diferentes modelos de turbulência. 85 Figura 6.3 Verificação da distribuição da temperatura na saída da câmara para a validação do
modelo de combustão ............................................................................................................... 86 Figura 6.4 Estrutura de funcionamento de ANSYS CFX®...................................................... 87 Figura 7.1 Detalhes da geometria simulada. ............................................................................ 90 Figura 7.2 Detalhes da malha gerada para a simulação 1......................................................... 91 Figura 7.3 Vetores velocidade no plano YZ longitudinal ........................................................ 93 Figura 7.4 Detalhe das linhas de corrente na zona primária para a Simulação 1. .................... 93 Figura 7.5 Detalhe do fluxo de ar do swirler e encontrando com o combustível..................... 94 Figura 7.6 Contorno temperatura ao longo dos planos longitudinais YZ. ............................... 95 Figura 7.7 Distribuição da temperatura na saída da câmara de combustão. ............................. 95 Figura 7.8 Vetores velocidade no plano longitudinal YZ para a simulação 2.......................... 96 Figura 7.9 Distribuição dos vetores velocidade ao longo da câmara para a simulação 3. ....... 97 Figura 7.10 Linhas de corrente do fluxo de combustível para a simulação 3. ......................... 97 Figura 7.11 Distribuição de temperaturas na câmara de combustão para a simulação 3. ........ 98 Figura 7.12 Distribuição dos vetores velocidade para a simulação 4. ...................................... 98 Figura 7.13 Intensidade dos vetores velocidade local em função do snout. (a) sem (b) com. . 99 Figura 7.14 Detalhe do fluxo na saída do novo swirler, axial mais radial. .............................. 99 Figura 7.15 Distribuição de temperaturas para a simulação 4. ............................................... 100 Figura 7.16 Comparação da distribuição de temperaturas no plano de saída......................... 100 Figura 7.17 Comparação da distribuição de NO no plano de saída (a) Simulação 3 (b)
Simulação 4. ........................................................................................................................... 101 Figura 7.18 Comparação da distribuição de velocidades no plano longitudinal YZ. (a)
Simulação 4 (b) Simulação 5. ................................................................................................. 104 Figura 7.19 Distribuição de temperaturas no plano longitudinal YZ para a Simulação 5. .... 104 Figura 7.20 Comparação da distribuição da fração mássica de CH4 entre as simulações. (a)
Simulação 4 (b) Simulação 5. ................................................................................................. 105 xv
Figura 7.21 Comparação da distribuição de temperaturas no plano de saída (a) Simulação 4
(b) Simulação 5....................................................................................................................... 105 Figura 7.22 Comparação entre a distribuição de temperaturas no plano YZ a) GN Gaspetro®
b) Biogás ................................................................................................................................. 107 Figura 7.23 Comparação de temperaturas no plano de saída a) GN Gaspetro® b) Biogás ... 107 Figura 7.24 Geometria de uma câmara de combustão projetada para o biogás. .................... 108 Figura 7.25 Detalhe das principais modificações observadas após a troca do combustível. . 108 Figura 7.26 Comparação do perfil de velocidade no plano longitudinal YZ a) GN Gaspetro®
b) Gás de Gaseificação da Biomassa. ..................................................................................... 110 Figura 7.27 Comparação da distribuição de temperaturas no plano longitudinal YZ a) GN
Gaspetro® b) Gás de Gaseificação da Biomassa. .................................................................. 110 xvi
Lista de Tabelas
Tabela 3.1 Turbina a gás aeroderivativas ................................................................................. 15 Tabela 3.2 Turbinas a gás industriais heavy duty. .................................................................... 16 Tabela 3.3 A importância da combustão na indústria .............................................................. 29 Tabela 4.1 Valores típicos aplicados em câmaras de combustão ............................................. 40 Tabela 4.2 Distribuição das vazões mássicas na zona primária ............................................... 64 Tabela 4.3 Dados para o cálculo do comprimento da zona de diluição ................................... 67 Tabela 5.1 Dados de entrada da planilha. ................................................................................. 73 Tabela 7.1 Dados de entrada da Simulação 1. .......................................................................... 89 Tabela 7.2 Composição do combustível empregado na Simulação 1. ..................................... 89 Tabela 7.3 Condições de contorno empregada na simulação 1. ............................................... 92 Tabela 7.4 Comparação dos valores obtidos pela planilha e simulações ............................... 102 Tabela 7.5 Dados de projeto da Solar Turbines ..................................................................... 103 Tabela 7.6 Composição média do biogás ETE-SABESP ....................................................... 106 Tabela 7.7 Composição média do gás de gaseificação da biomassa ...................................... 109 xvii
Simbologia
Letras Latinas
Área [m2];
Razão de áreas [-];
Fator de correção da temperatura [-];
Velocidade do som [m/s];
Coeficiente de descarga [-];
Coeficiente de recuperação da pressão estática [-];
Coeficiente para máxima recuperação da pressão estática [-];
Diâmetro [m];
Aceleração da gravidade [m/s];
Momento angular do fluxo axial;
Empuxo axial;
Entalpia específica;
Coeficiente relacionado ao formato das pás [-];
Fator de perda de pressão nos orifícios [-];
Coeficiente de recuperação da pressão estática modificado, considerando o
coeficiente de energia cinética [-];
,
Coeficiente de recuperação da pressão estática ideal [-];
Comprimento [m];
/
Comprimento adimensional para o difusor bidimensional [-];
/
Comprimento adimensional para o difusor cônico [-];
Vazão mássica [kg/s];
xviii
Massa molar [kg/kmol];
Número de Mach [-];
Pressão estática [bar];
Pressão total [bar];
∆ ⁄
∆
∆ ⁄
Perda de pressão [-];
Variação de pressão [bar];
Fator de perda de pressão [-];
Trabalho sob a forma de calor [J];
Vazão volumétrica [m3/s];
Pressão dinâmica [bar];
Constante do gás [kJ/kmol.K];
Número de Reynolds [-];
Altura da fenda de resfriamento [m];
Número do Swirl [-];
Temperatura [K];
Velocidade [m/s];
Posição para cálculo da energia potencial [m];
Trabalho sob a forma de potência de eixo [J];
xix
Simbologia
Letras Gregas
Coeficiente de energia cinética, representando perturbações no escoamento [-];
Eficiência do difusor [-];
Ângulo de divergência ou inclinação do difusor [rad];
Eficiência do difusor modificado [-];
Coeficiente de perda de pressão modificado [-];
Ângulo de giro do escoamento ou turning angle (ângulo que o escoamento é
defletido ao passar por uma palheta) [rad];
Fator de perda da quantidade de movimento, que varia conforme a característica
geométrica do orifício [-];
Viscosidade dinâmica do fluido [Pa.s]
Razão de passagem [-];
Massa específica [kg/m3];
Razão de equivalência [-] / ângulo de incidência do jato de diluição [rad];
Relação de calores específicos [-] / eficiência da combustão [-];
Ângulo [rad];
xx
Subscritos
0
Propriedade de estagnação / indicativo de seção / relativo à outter
3
Relativo à entrada da câmara de combustão
4
Relativo à saída da câmara de combustão
3
4
Desde a entrada até a saída da câmara de combustão
Condição inicial; relativo à inner
Condição adiabática
Região anular
Combustível
ú
Região que abriga a chama, definida pelo domo
Difusor
Condição estequiométrica
Valor ótimo
Relativo a condição final
_
Fenda de resfriamento ao longo do tubo de chama
Relativo ao tubo de chama
Relativo ao orifício
Localizado na entrada
Relativo ao jato de diluição.
Condição laminar
Máximo
Relativo aos produtos da combustão
Relativo aos reagentes da combustão
Condição de referência empregada nos cálculos para região de chama
xxi
Região do snout
Relativo aos cálculos do swirler
_
Resfriamento do domo / ancoragem da chama
Resfriamento da parede
Relativo a total
Condição turbulenta
Volume de controle
ZP
Zona primária
ZR
Zona de recirculação
ZS
Zona secundária
ZD
Zona diluição
Localizado na saída
xxii
Siglas
ANP
Agência Nacional do Petróleo
CFD
Computational Fluids Dynamics
CC
Câmara de Combustão
DLN
Dry Low NOx
DTM
Discrete Transfer Model
EDM
Eddy Dissipation Model
FRCM
Finite Rate Chemistry Model
FM
Flamelet Model
FRCM
Finity Rate Chemistry Model
IEA
International Energy Agency
IEM
Instituto de Engenharia Mecânica
IPEA
Instituto de Pesquisa Econômica Aplicada
LFM
Laminar Flamelet Model
LIF
Limite Inferior de Inflamabilidade
LSF
Limite Superior de Inflamabilidade
MDF
Método das Diferenças Finitas
MEF
Método dos Elementos Finitos
MVF
Método dos Volumes Finitos
PDF
Probability Density Factor
RSM
Reynolds Stress Model
SST
Shear Stress Model
SI
Sistema Internacional de unidades
TTQ
Temperature Traverse Quality
1
1. Capítulo 1
INTRODUÇÃO
1.1. Introdução
A energia, nas suas mais diversas formas, é indispensável à sobrevivência da espécie
humana. Em termos de suprimento energético, a eletricidade se tornou uma das formas mais
versáteis e convenientes de energia, passando a ser um recurso estratégico para o
desenvolvimento socioeconômico de muitos países (ANEEL, 2002).
Ao longo dos últimos anos, nota-se um aumento crescente da demanda de energia
elétrica no Brasil e no mundo, embora fortemente abalada pela crise financeira mundial,
principalmente pela forte retração do consumo industrial de eletricidade ao longo de todo o
primeiro semestre de 2009. Porém, iniciativas do governo criaram condições excepcionais
para que o Brasil venha enfrentando a crise em posição muito privilegiada relativamente às
demais economias do mundo (EPE, 2009).
Desta forma, o cenário econômico mundial começa a dar sinais de retomada do
crescimento a patamares anteriores à crise, liderada por países como o Brasil, refletindo na
crescente busca por novas tecnologias e por fonte alternativas de energia.
Neste sentido, a competitividade do cenário mundial tem impulsionado inúmeros
setores da indústria a buscar projetos modernos e mais eficientes, destacando-se a competição
entre os principais fabricantes de turbinas a gás. Seus principais esforços estão concentrados
no desenvolvimento de projetos de alta eficiência, com baixo custo de operação e
2
manutenção, além de reduzidos índices de emissão de poluentes. Dentre inúmeros pontos de
interesse, os fabricantes buscam compressores mais eficientes, uma maior temperatura de
operação do ciclo termodinâmico, novos materiais e modernas técnicas de resfriamento das
paredes do tubo de chama e das pás da turbina, além do desenvolvimento de câmaras de
combustão com flexibilidade de combustível.
Em virtude dos inúmeros combustíveis disponíveis atualmente, frente aqueles de origem
fóssil, o desenvolvimento dos combustores chamados flexíveis tem ganhado destaque, seja
pelo lado econômico, em virtude do preço reduzido ou mesmo pela disponibilidade de um
dado combustível, seja pelo incentivo das políticas ambientais de uso dos combustíveis
“verdes” para a redução da emissão de gases poluentes.
Neste sentido, projetos modernos de câmaras de combustão devem necessariamente
incorporar a composição do combustível nos cálculos, se possível desde a fase preliminar,
evitando mudanças complexas no projeto original. Além disso, o estudo do impacto da
substituição do combustível de projeto também deve ser objeto das máquinas modernas.
Desta forma, ao longo deste trabalho, será apresentada uma metodologia de projeto
preliminar de câmara de combustão de turbina a gás, considerando nos cálculos a composição
do combustível a ser queimado, complementada com a aplicação de simulações numéricas
envolvendo as ferramentas da Dinâmica dos Fluidos Computacional.
1.2. Justificativas
O uso de turbinas a gás para geração de energia elétrica em comparação com outras
tecnologias tem crescido nos últimos anos. Em artigo publicado pela empresa de consultoria
Forecast International (2005), o mercado de turbinas a gás deverá gerar $118,4bi em receitas
entre os anos de 2005-2014, com a fabricação de 7550 máquinas. Ainda, de acordo com o
analista responsável, David J. Franus, a produção de turbinas a gás terá seu pico entre os anos
de 2010-2011.
São inúmeras configurações comercialmente disponíveis em turbinas a gás que variam,
sobretudo, de acordo com as características típicas de cada máquina. Porém, em virtude das
políticas mundiais de redução da emissão de poluentes e das perspectivas de esgotamento das
reservas de combustíveis fósseis, a busca por turbinas a gás que operam em uma larga faixa
de combustíveis tem sido alvo de inúmeros estudos em diversos centros de pesquisa mundiais.
3
Neste contexto, têm-se estudado tecnologias ligadas ao desenvolvimento das câmaras de
combustão, principalmente no uso dos biocombustíveis como uma das formas de redução da
emissão de gases poluentes, além do preço atrativo em alguns casos.
Segundo dados da Agência Nacional do Petróleo (ANP, 2010) com relação à utilização
dos biocombustíveis no Brasil no ano de 2008, a biomassa representou 31,60% da matriz
energética brasileira, enquanto o petróleo e seus derivados corresponderam a apenas 36,70%.
Em 2009, as fontes renováveis (produtos da cana-de-açúcar, hidreletricidade, biomassa)
responderam por 47,3% de toda a energia da matriz energética brasileira. É o maior índice
desde 1992, quando o uso da lenha e do carvão vegetal ainda era mais intenso no país
(BEN,2010).
Isto demonstra a crescente incorporação dos biocombustíveis na matriz energética
brasileira e reforça a necessidade de estudos detalhados de sua utilização. Ainda sobre o
crescente desenvolvimento dos biocombustíveis, segundo o Instituto de Pesquisa Econômica
Aplicada, IPEA, se os preços dos combustíveis fósseis retornarem aos patamares elevados do
início do século XXI, o mercado de biocombustíveis será extremamente promissor, o que
impulsionará o desenvolvimento de novos processos e tecnologias. Porém, se a demanda por
energia atingir níveis extremamente elevados, o emprego de biocombustíveis não será
suficiente para suprir tal necessidade, exigindo a busca por novas fontes de energia.
Contudo, a substituição dos combustíveis fósseis impacta mudanças consideráveis, em
particular na câmara de combustão, principalmente em sua geometria, na eficiência e na
emissão de poluentes. Logo, diante da complexidade de um projeto de uma câmara de
combustão torna-se importante o desenvolvimento de ferramentas que auxiliem o
desenvolvimento das mesmas. Desta forma, este trabalho visa o desenvolvimento de uma
ferramenta de apoio ao projeto de câmara de combustão de turbina a gás, revelando
principalmente as mudanças necessárias à geometria original da câmara após variação na
composição do combustível.
4
1.3. Objetivos
1.3.1
Objetivo geral
ƒ
Implantar e informatizar uma metodologia de cálculo preliminar de câmara de
combustão de turbina a gás, integrada com a simulação numérica utilizando Dinâmica dos
Fluidos Computacional, CFD, visando analisar o desempenho térmico e aerodinâmico, além
de avaliar eventuais impactos na geometria durante operação com diferentes combustíveis.
1.3.2
Objetivos específicos
ƒ
Desenvolver um programa computacional que automatize a metodologia de
cálculo preliminar unidimensional empregada, e que forneça uma geometria aproximada da
câmara de combustão, além de dados relativos à distribuição da temperatura, da velocidade e
da pressão.
ƒ
Analisar o processo de combustão através da distribuição das frações mássicas
dos regentes ao longo da câmara de combustão.
ƒ
Identificar os principais parâmetros da metodologia que influenciam o projeto
térmico e aerodinâmico da câmara de combustão.
ƒ
Avaliar as principais mudanças na geometria da câmara de combustão após a
mudança do combustível, ou ainda, na composição química do mesmo, através do programa
computacional desenvolvido.
ƒ
Fazer a integração da metodologia de cálculo preliminar com as simulações em
Dinâmica dos Fluidos Computacional, a fim de comparar ambos os resultados.
1.4. Organização do Trabalho
Ao longo do Capítulo 1, será descrito de maneira geral, uma introdução ao leitor sobre
os principais assuntos que serão abordados ao longo de todo o texto, bem como uma
apresentação das justificativas e relevância deste tema. Em seguida, serão enumerados os
principais objetivos a serem alcançados no final deste trabalho.
5
No Capítulo 2, o estado da arte em câmara de combustão de turbinas a gás será
apresentado. Este capítulo terá início com uma abordagem sobre a importância dos
biocombustíveis para o desenvolvimento econômico atual, principalmente com objetivo de
atender limites reduzidos de emissão de gases poluentes. Por último, particularmente com
relação às turbinas a gás, serão enumerados os principais impactos do uso dos
biocombustíveis, a partir de uma revisão das experiências de inúmeros autores.
No Capítulo 3, será dado destaque às turbinas a gás, revelando as maiores inovações
obtidas desde os primeiros exemplares. Serão abordados também, alguns dos principais tipos
existentes, bem como uma descrição dos componentes básicos e do ciclo termodinâmico
normalmente aplicado nestas máquinas. Ao final, serão detalhadas as câmaras de combustão,
revelando sua principal finalidade, seus arranjos mais empregados e a teoria básica de
funcionamento. Ao final, será dada uma breve introdução ao conceito de combustão.
A partir da metodologia empregada neste trabalho, os inúmeros cálculos aplicados serão
abordados em detalhes no Capítulo 4, juntamente com as diversas considerações que foram
empregadas devidamente justificadas.
De posse dos cálculos descritos no Capítulo 4, foi desenvolvida uma planilha Excel®,
cuja organização será descrita em detalhes no Capítulo 5. Desta forma, serão identificadas e
discutidas as principais abas criadas, juntamente com o funcionamento básico delas. Assim, o
leitor poderá identificar onde estão localizados os cálculos descritos no Capítulo 4.
Com os resultados obtidos pela planilha Excel® foram feitas diversas simulações
aplicando os conceitos da Dinâmica dos Fluidos Computacional, com objetivo de comparar os
resultados obtidos por ambas. Assim, no Capítulo 6, serão abordados os principais conceitos
desta técnica, os métodos de discretização, os modelos de turbulência e de combustão
existentes, além das principais características da malha a serem consideradas.
Foram realizadas diversas simulações utilizando o ANSYS CFX®, cujos resultados e
discussões obtidos estão descritos ao longo do Capítulo 7 deste trabalho. Finalmente, o
Capítulo 8 resume as principais conclusões obtidas, além da proposição de alguns temas para
trabalho futuros.
6
2. Capitulo 2
ESTADO DA ARTE
Até meados do século XIX o desenvolvimento econômico era fortemente dependente da
força do homem, do animal e do uso da água, da energia do vento e vapor. Com o progresso
econômico e o surgimento dos produtos industrializados, novas fontes de energia tiveram que
ser descobertas e, desde então, os combustíveis assumiram papel fundamental. Neste sentido,
ao longo deste capítulo serão discutidos dados importantes dos combustíveis, como sua
relevância no cenário econômico mundial, através de perspectivas de grande crescimento da
demanda. Dentre os diversos combustíveis serão descritos os biocombustíveis, bem como as
principais características de sua aplicação em câmaras de combustão de turbinas a gás.
2.1. A Energia dos Combustíveis
Desde o século passado, os combustíveis fósseis derivados do petróleo têm sido a
principal fonte de energia mundial. O consumo de energia no mundo aumentou 17 vezes no
século passado, juntamente com as emissões de CO2, CO, NOx e SOx resultantes da queima
destes combustíveis. Em contrapartida, as reservas de petróleo em todo o mundo tendem a se
esgotar em menos de 50 anos no ritmo atual de consumo, considerando as eficiências de
atuais de conversão (GUPTA et al., 2010). De acordo com IEA (2006), a demanda mundial
por energia tende a crescer a uma taxa anual de 1,6% até 2030, alavancada principalmente
7
pelo crescimento exponencial do consumo energético pelos países emergentes. No entanto,
fatores como a escassez iminente, incerteza política nas principais regiões produtoras e
elevado preço, somado às crescentes preocupações com o meio ambiente, tem instigado a
busca pela eficiência energética e fontes renováveis de energia (GHASSAN et al., 2003).
Neste sentido, os biocombustíveis surgiram como uma importante fonte alternativa de
energia, além de oferecer outros benefícios como sustentabilidade, redução nas emissões de
gases causadores do efeito estufa, o desenvolvimento rural e a segurança no aprovisionamento
(GUPTA et al., 2010; HALL et al., 1993; GOLDEMBERG, 2000).
Como descrito em Goldenberg et al. (2008), em suas diversas formas, a bioenergia
respondeu por 28,6% da oferta total de energia em São Paulo no ano de 2006 (SSE, 2007),
distribuindo-se principalmente entre produtos da cana-de-açúcar (88%), lenha como uso
direto (5%) ou como lixívia celulósica (4%), um subproduto da indústria de papel e celulose.
No Brasil, de acordo com a Agência Nacional do Petróleo, Gás Natural e Biocombustíveis
(ANP, 2010), cerca de 45% da energia produzida e 18% dos combustíveis consumidos no
Brasil já são renováveis.
Estudos revelaram ainda que apenas 2,2% da energia consumida no mundo são
originadas de fontes renováveis, o que evidencia um extraordinário potencial para a
exploração (PESSUTI, 2003). Considerando apenas a biomassa proveniente de atividades
agroindustriais, ou seja, de resíduos agrícolas, florestais e agropecuários, calcula-se que o
potencial combustível desse material seja equivalente a aproximadamente 6,5 milhões de
litros de petróleo ao ano (STAISS e PEREIRA, 2001).
Enfim, diante de todo esse potencial, tem havido uma crescente disseminação de
projetos e de ações voltadas para o uso de biocombustíveis para a geração de energia.
2.2. Biocombustíveis em Turbinas a Gás
A câmara de combustão de turbinas a gás corresponde basicamente a um mecanismo de
fluxo contínuo, que tende a desenvolver uma chama estável durante a sua combustão. Em
teoria, estas máquinas podem operar com uma série de biocombustíveis como o álcool,
biodiesel, biomassa gaseificada, gás sintético, hidrogênio, além do gás natural convencional
são possíveis (GUPTA et al., 2010). Contudo, a substituição do combustivel de projeto em
câmaras de combustão de turbinas a gás deve ser avaliada, uma vez que as propriedades do
8
combustível influenciam principalmente na eficiência do conjunto, na taxa de emissão de
poluentes e no processo de combustão. Assim, considerando que as turbinas a gás podem
operar com diferentes combustíveis e do grande potencial energético dos biocombustíveis,
diversos autores têm buscado soluções para queima destes em projetos de câmara de
combustão já existentes.
Neilson (1998) estudou as modificações de projeto necessárias para uma turbina a gás
modelo LM2500 fabricada pela GE Energy®, para operar com combustíveis de baixo poder
calorífico. Algumas regiões da câmara de combustão foram alteradas como o swirler
(mecanismo responsável pela criação de vórtices na região da queima, de maneira a melhorar
o processo de mistura e ancorar a chama), além de um novo projeto do bico injetor e dos
canais de alimentação, para atender a uma maior vazão requerida. Ao final, os resultados de
ensaios demonstraram que existe a possibilidade de queimar combustíveis de baixo poder
calorífico e que, um bom desempenho e a quantia de potência gerada dependem
fundamentalmente da qualidade do combustível queimado, da estabilidade de sua composição
e da pressão de alimentação mantida constante.
Em aplicações envolvendo turbinas a gás, algumas modificações são necessárias para
atender as diferentes características, composições e poder calorífico dos combustíveis
considerados fora de projeto. Dependendo do tipo de combustível, estas modificações vão
desde a aplicação de materiais mais resistentes à corrosão até modificações geométricas (i.e.,
de forma a atender o processo de combustão) nos componentes de turbinas a gás (HUNG,
1989, MOLLIÈRE, 2002).
Tomczak et al. (2002) simularam numericamente a queima de uma mistura de gás
natural com hidrogênio em câmara de combustão de turbinas a gás, variando a taxa de
mistura. Os autores constataram que sem realizar qualquer modificação na câmara de
combustão, misturas ricas de hidrogênio até hidrogênio puro podem ser queimadas com
sucesso, revelando ser um combustível alternativo em potencial. Porém, as emissões de NOx
aumentaram 3,4 vezes comparadas com a queima com gás natural, exigindo uma detalhada
revisão do projeto da câmara e do uso de tecnologias de redução da emissão de poluentes,
como injeção de vapor e água.
Bohn e Lepers (2003) analisaram os efeitos da queima de biogás nas características de
operação de microturbinas a gás, apresentando uma visão geral dos combustíveis de baixo
poder calorífico com potencial para aplicação em microturbinas a gás, investigando
principalmente os efeitos causados nos materiais das palhetas e nas emissões.
9
Em plantas de ciclo combinado, tem-se observado nos últimos anos, uma grande
queima de combustíveis como o gás natural e o óleo combustível. Porém, conforme
mencionado por Bonzani e Pollarolo (2004), a procura por turbinas a gás que operem com
combustíveis de baixo poder calorífico tem obtido destaque. Em suas pesquisas, os autores
relataram quais são os principais impactos destes combustíveis no projeto do sistema de
combustão.
Dentre os combustíveis com baixo poder calorífico, Bonzani e Pollarolo (2004)
intensificaram suas pesquisas no singás (ou gás de síntese, produzido a partir da gaseificação
do carbono contido no combustível), resultado da gaseificação do resíduo de refinaria ou do
gás de siderúrgica. Os resultados mostraram que o desempenho e a eficiência da planta foram
maiores que o esperado, e as emissões, ficaram abaixo dos valores exigidos. Contudo, os
autores afirmam que ajustes no queimador e no sistema de injeção devem ser realizados para
cada composição de combustível a ser queimado, uma vez que maiores vazões são exigidas.
Consequentemente, o sistema requer uso de válvulas de controle especiais, além da adição em
alguns casos, de um sistema de mistura dos gases de recuperação com gás natural ou ainda da
injeção de vapor.
Em sistemas de aquecimento e geração de energia, a flexibilidade das microturbinas
(30kW a 150kW) em operar com múltiplos combustíveis, aliado a sua simplicidade e tamanho
compacto, além da garantia de baixos níveis de emissão de poluentes contribuem, segundo
Janssen et al. (2005) para que as microturbinas ganhem destaque. Janssen et al. (2005)
enfatizaram que estas podem operar com gás natural, biogás, diesel, gasolina ou ainda
biocombustíveis. Contudo, aquelas que operam com combustíveis líquidos ainda não estão
comercialmente disponíveis, mesmo sendo possível de serem aproveitados. Em Janssen et al.
(2005), os autores enfatizam o uso de microturbinas queimando biocombustíveis na geração
de energia elétrica “verde”, devido às políticas mundiais de redução das emissões de
poluentes. Contudo, mudanças devem ser feitas nos projetos existentes, devido às diferentes
propriedades físico-químicas dos biocombustíveis comparados com os combustíveis de
origem fóssil. Os autores revelam que o metanol e o etanol, chegam a possuir poder calorífico
cerca da metade dos combustíveis fósseis. Também, a maior agressividade química e grandes
quantidades de contaminantes nos biocombustíveis podem causar erosão e deposição, que
afetam negativamente o desempenho e a confiabilidade das máquinas. Para Janssen et al.
(2005), o emprego de biocombustíveis em microturbinas depende, sobretudo, do
desenvolvimento de tecnologias que reduzem o custo de energia por quilowatt, pois estes
10
constituem sem dúvida, um dos grupos de combustíveis do futuro.
Pavlas et al. (2006) retrataram o aumento da importância das fontes de energia
renováveis na geração de energia. Contudo, segundo os autores, incorporar estas novas fontes
de energia às tecnologias existentes constitui um dos maiores desafios para os fabricantes.
Neste sentido, Pavlas et al. (2006) propuseram alternativas que não alteram completamente o
projeto inicial, através algumas mudanças na câmara de combustão para operar com diferentes
combustíveis. Os autores analisaram aspectos como custo, capacidade de cogeração e energias
renováveis produzidas pela União Européia, taxa de retorno do investimento e constataram
que, atualmente, o gás natural ainda continua obtendo algumas vantagens sobre as fontes
alternativas. Porém, a combinação destes com fontes de combustíveis alternativas irão
minimizar a dependência de uma única fonte de energia no futuro, e principalmente, se o
custo dos combustíveis fósseis continuarem a se elevar.
De acordo com Gökalp e Lebas (2004), as turbinas a gás mais antigas eram projetadas
para um único combustível (na sua maioria o gás natural ou óleo combustível doméstico) e
com emprego de queima difusa. Isto resultou em níveis elevados de emissão de NOx e de
espécies não-queimadas na saída da câmara. Assim, atualmente, empregam-se diversas
técnicas como a Dry Low NOx, DLN, além da queima pré-misturada, com objetivo de
minimizar as emissões de poluentes na saída do queimador.
Nesse sentido, Gökalp e Lebas (2004) pretendem estender a aplicação desta tecnologia
para combustíveis com baixo poder calorífico, como o gás de gaseificação da biomassa (poder
calorífico menor que 25% do gás natural), além daqueles enriquecidos com hidrogênio, com
objetivo de reduzir custos e atender as metas de emissões de poluentes determinados pela
União Européia. Também, os autores reuniram os principais combustíveis alternativos
aplicáveis a turbinas a gás industriais, de acordo com a disponibilidade, composição química,
propriedades físicas e custo.
Conforme evidenciado, diversos estudos já foram realizados envolvendo a tentativa de
aplicação dos biocombustíveis, ou ainda, com combustíveis de baixo poder calorífico em
câmaras de combustão de turbinas a gás para geração de energia. Porém, na maioria dos
casos, a possibilidade de substituição do combustível de projeto existe, necessitando apenas
de algumas modificações no projeto inicial em função das características de cada combustível.
Deste modo, presume-se que é possível identificar os efeitos da mudança na composição do
combustível original à câmara, adequando-a a uma nova condição de operação.
Buscando identificar a existência de alguma metodologia específica para projeto de
11
câmaras de combustão de turbinas a gás, foram destacadas duas referências mais
reconhecidas, Lefebvre (1998) e Mellor (1990). Ambos apresentam uma descrição geral dos
elementos principais de uma câmara de combustão, evidenciando seu princípio de
funcionamento, além de diversas equações obtidas de forma empírica e experimental.
Contudo, conforme pode ser identificado, ainda não se dispõe de uma metodologia de cálculo
de câmara de combustão de turbinas a gás bem definida e que caracterize o comportamento de
todos os componentes, de maneira a poder identificar os impactos da substituição do
combustível de projeto, no caso, pelos biocombustíveis.
Neste sentido, este trabalho vem contribuir com o desenvolvimento de um programa
computacional, que irá reunir as experiências de diversos autores com objetivo de compor um
cálculo preliminar de uma câmara de combustão de turbina a gás. Para tanto, este programa
deverá informar a geometria aproximada da câmara de combustão em função da composição
do combustível empregado, permitindo analisar o comportamento termo-aerodinâmico após a
substituição do combustível de projeto.
12
3. Capitulo 3
TURBINAS A GÁS
As turbinas a gás são máquinas de fluxo largamente empregadas na geração de energia.
Apresentam inúmeras características atraentes, destacando-se um tamanho compacto, alta
flexibilidade, confiabilidade, partida rápida e um menor impacto ambiental, por exemplo, em
comparação com turbina a vapor (GUPTA et al., 2010). Diante da atratitivade das turbinas a
gás, este capítulo irá revelar maiores detalhes das mesmas, iniciando com uma breve
descrição do seu histórico e revelando quais foram os principais inventores desta tecnologia,
bem como algumas de suas idéias inovadoras. Também serão descritas as características
básicas de funcionamento, o ciclo termodinâmico envolvido e finalidade de seus principais
componentes. Dentre eles, a câmara de combustão será mais detalhada, descrevendo
sucintamente sua finalidade, seus principais tipos e arranjos mais comumente encontrados na
indústria, bem como suas formas de classificação. Por último, será feita uma breve revisão do
processo de combustão, de modo a esclarecer ao leitor alguns termos importantes empregados
durante o texto.
3.1. Desenvolvimento de Turbinas a Gás
O desenvolvimento e a evolução das turbinas a gás sempre estiveram próximos dos
avanços obtidos pelo sistema a vapor, seja pela proximidade cronológica ou pela grande
13
semelhança entre os seus principais componentes. Alguns primeiros exemplos destas
máquinas podem ser notados na história da humanidade, basicamente utilizando os gases
quentes como fluido de trabalho. Dentre os mais antigos, vale destacar a invenção de
Leonardo Da Vinci, cerca de 1500dC, que consistia em um dispositivo que utilizava os gases
quentes rejeitados para uma chaminé para promover o giro do alimento a ser assado. Mesmo
de maneira rudimentar, a aplicação deste princípio representava as bases da turbina a gás
moderna conhecida atualmente, até que em 1791, uma patente de John Barber empregaria de
fato os gases como fontes de energia, conforme ilustrado na Figura 3.1. Neste caso, os gases
eram produzidos a partir da queima do carvão aquecido e misturado com o ar comprimido,
produzindo um jato de alta velocidade que impulsionava as lâminas radiais de uma turbina.
(GIAMPAOLO, 2006).
Figura 3.1 Primeira patente de turbina a gás desenvolvida por John Barber em 1791
(Deutsches Museum©).
Ao longo dos anos, existiram diversos pesquisadores envolvidos na descoberta, mas
apenas alguns pequenos avanços a partir daquilo que John Barber havia inventado. Este
cenário permaneceu até início do século XX, quando a empresa Brown Boveri implantou a
primeira unidade industrial geradora de eletricidade em Neuchatel, Suiça, movida à turbina a
gás, conforme ilustrado pela Figura 3.2. Outros pequenos avanços também foram notados,
principalmente após as duas grandes guerras mundiais, com destaque para a Alemanha e
Inglaterra que desenvolveram as primeiras turbinas para propulsão de aviões.
14
Figura 3.2 Primeira unidade geradora de eletricidade empregando turbina a gás fabricada pela
Brown Boveri Company (GIAMPAOLO, 2006).
Segundo Giampaolo (2006), o grande desenvolvimento das turbinas a gás, comparado
com o que existe atualmente, tem sido possível devido a três fatores principais:
ƒ
Avanços em metalurgia, que tornaram possível a presença de elevadas
temperaturas no interior da câmara de combustão e nos componentes da turbina, garantindo
maior eficiência do processo de combustão e vida útil à máquina;
ƒ
A experiência adquirida ao longo dos anos em aerotermodinâmica;
ƒ
O auxílio de modernos computadores no projeto e simulação da câmara de
combustão, bem como nas tecnologias de resfriamento das pás da turbina.
Diante destes avanços, as turbinas a gás atuais têm a capacidade de operar em uma larga
faixa de operação, desde pequenas centrais até grandes usinas termelétricas. Com isso, o
desafio das turbinas a gás atuais é atender níveis de emissão de poluentes cada vez menores e
operar, com confiabilidade, eficiência e baixo custo de operação, com variados tipos de
combustíveis.
3.1.1
Principais tipos
Existem diversas formas de classificação aplicadas às turbinas a gás, variando
principalmente devido às inúmeras configurações existentes. Particularmente, nas turbinas
industriais, têm-se as turbinas aeroderivativas, que são oriundas de turbinas a gás aeronáuticas
e as heavy duty, que são máquinas de grande potência e projetadas exclusivamente para a
aplicação industrial ou marítima (LORA e NASCIMENTO, 2004).
15
3.1.2
Turbinas a gás aeroderivativas
As turbinas a gás aeroderivativas são concebidas a partir de modificações no projeto
original de turbinas a gás aeronáuticas, de maneira a adaptá-las à aplicação industrial.
Segundo Lora e Nascimento (2004), é mais econômico modificar o projeto de turbinas a gás
aeronáuticas para fins industriais do que desenvolver um projeto totalmente novo.
São constituídas basicamente de uma câmara de combustão de uma dada turbina a gás e
uma turbina livre ou de potência, apresentando alta eficiência e confiabilidade, menor relação
peso/potência e flexibilidade na manutenção. Alguns exemplos das turbinas a gás
aeroderivativas são mostrados na Tabela 3.1.
Tabela 3.1 Turbina a gás aeroderivativas (LORA e NASCIMENTO, 2004).
Fabricante/Características
Turbina a gás
General Electric® LM6000
Potência elétrica (base) 40,7 MW
Eficiência térmica 42,3 %
Rolls-Royce® RB211
Potência elétrica (base) 24,9 MW
Eficiência térmica 35,6 %
3.1.3
Turbinas a gás industriais
Por outro lado, as turbinas a gás heavy duty são turbinas projetadas especificamente para
a aplicação industrial. São máquinas de grande porte, com flexibilidade de combustível, alta
confiabilidade e podendo chegar a uma potência de 340MW. Geralmente, compõem um ciclo
simples com um compressor axial, uma câmara de combustão externa ao corpo da máquina e
uma turbina axial (LORA e NASCIMENTO, 2004). Pela Tabela 3.2, pode-se visualizar um
exemplo de turbina industrial heavy duty.
16
Tabela 3.2 Turbinas a gás industriais heavy duty (LORA e NASCIMENTO, 2004).
Fabricante/Características
Turbina a gás
General Electric® MS9001FA
Potência elétrica (base) 255,6 MW
Eficiência térmica 38,9 %
3.2 Princípio de Funcionamento
A turbina a gás pode ser definida como uma máquina térmica, onde a energia
termodinâmica contida nos gases quentes provenientes da combustão é convertida em
trabalho mecânico ou utilizada para propulsão. Apesar do principio básico parecer simples, as
turbinas a gás são máquinas tecnicamente muito complexas, com inúmeras partes móveis,
sofisticados sistemas de lubrificação e controle eletrônico, além de características
termodinâmicas e de funcionamento bem particulares. Juntamente com o fato de serem
pressurizadas, as turbinas a gás apresentam unidades mais compactas, com elevada razão
potência/peso em comparação com outras tecnologias de conversão de energia. Contudo, o
termo turbina a gás é comumente empregado em referência a um conjunto de três
equipamentos: compressor, câmara de combustão e turbina, além de equipamentos acessórios.
O funcionamento das turbinas a gás inicia com a admissão do ar em condição ambiente
ou refrigerado, em alguns casos. Em seguida, o ar entra no compressor, onde ocorre o
processo de compressão idealmente adiabática com aumento de pressão, e conseqüentemente
aumento na temperatura do fluido. No compressor, cada estágio de compressão é
representado, em geral, por uma fileira de palhetas rotativas que impõem movimento ao fluxo
de ar e uma fileira de palhetas fixas, possibilitando aumento de pressão ao fluido. O ar
pressurizado segue para a câmara de combustão onde será misturado ao combustível. Nesta
etapa, após o processo de ignição e queima da mistura, ocorre um aumento de temperatura a
pressão constante, resultando também em um aumento de volume do fluxo de gases.
17
Finalmente estes gases quentes e pressurizados acionam a turbina, gerando trabalho mecânico,
e em seguida, os gases ainda quentes, são finalmente liberados em alguns casos, ainda em alta
temperatura.
As diversas variações no estado termodinâmico do fluido de trabalho ao passar pelos
componentes seguem um ciclo termodinâmico, que é conhecido como Ciclo Brayton,
concebido por George Brayton em 1870. Este conjunto opera normalmente em circuito
aberto, conforme ilustrado pela Figura 3.3, onde os gases de escape, após passarem pela
turbina, são descarregados para a atmosfera sem que retornem à admissão (ÇENGEL e
BOLES, 2006).
3.2.1
Ciclo Brayton
O ciclo Brayton na sua forma ideal é empregado como uma aproximação dos processos
térmicos, uma vez que descreve as variações de estado (i.e., pressão e temperatura) dos gases
sem considerar as perdas e os fenômenos de irreversibilidade existentes no processo real.
Segundo Cohen et al. (1987), em um ciclo ideal, não há perda de pressão nos componentes e
o regime de operação é considerado permanente.
Conforme ilustrado na Figura 3.3, o ciclo Brayton ideal pode ser representado por
quatro etapas: 1
2
2 : compressão isentrópica, juntamente com aumento de temperatura;
3 : queima da mistura ar/combustível a pressão constante; 3
4 : gases a alta pressão
e temperatura se expandem isentropicamente ao passar pela turbina.
Figura 3.3 Turbina a gás de um eixo (LORA e NASCIMENTO, 2004).
18
Desta forma, mesmo se tratando na prática de um ciclo, parte da energia proveniente da
combustão e ainda presente nos gases de exaustão pode ser rejeitada sob a forma de calor para
outro processo. Contudo, existe um limite físico à rejeição de calor intrínseco ao
funcionamento de ciclos termodinâmicos, mesmo nos casos ideais, como define a Segunda
Lei da Termodinâmica. A Figura 3.4 apresenta os principais diagramas representativos do
ciclo Brayton ideal.
Figura 3.4. Diagramas do ciclo Brayton ideal (CARVALHO, 2006).
Através da Figura 3.5, as perdas de pressão e as irreversibilidades são consideradas,
evidenciando as diferenças entre o ciclo real e ideal.
Figura 3.5 Diagrama T-s para o ciclo Brayton real (LORA e NASCIMENTO, 2004).
19
3.2.2
Componentes principais da turbina a gás
São diversos componentes e configurações normalmente encontrados nas turbinas a gás,
empregado com objetivo de para aumentar a potência útil e a eficiência térmica. Neste
sentido, encontram-se os compressores, turbinas, dispositivos de resfriamento (i.e.,
intercoolers), câmaras de combustão e trocadores de calor, sendo estes últimos instalados
junto aos gases de exaustão (LORA e NASCIMENTO, 2004). Contudo, em uma configuração
simplificada da turbina a gás destacam-se:
ƒ
Compressores
Os tipos de compressores comumente empregados em turbinas a gás são do tipo axial e
centrífugo ou radial, conforme ilustrado na Figura 3.6. Seus componentes básicos são o rotor,
o difusor e a carcaça. O rotor contém inúmeras pás que, a partir do seu movimento de rotação
transferem energia (i.e., potência) mecânica para o ar (ou fluido de trabalho). Quanto ao
difusor, este possui um sistema de aletas que reproduzem passagens divergentes que
desaceleram o ar, aumentando conseqüentemente sua pressão. Por último, a parte fixa
denominada carcaça é a responsável pela estrutura física que envolve o conjunto. (LORA e
NASCIMENTO, 2004; MARTINELLI, 2008).
(a)
(b)
Figura 3.6 Exemplos de compressores aplicados em turbinas a gás.
(a) Turbina LTS 101, com compressor radial ou centrífugo.
(b) Turbina CF6N com compressor axial (MARTINELLI, 2008).
O desenvolvimento dos compressores ao longo dos últimos 40 anos foi significativo,
principalmente na razão de compressão (i.e., pressão na saída pela entrada) em modelos
aeroderivativos. Em números, a razão de pressão operada pelo compressor passou de 5:1, no
20
início da II Guerra Mundial, para cerca de 12:1 nos projetos mais modernos de turbinas a gás
industriais e, para 30:1 nas aeroderivativas. Sem dúvida, este avanço no estado da arte
contribuiu para um aumento da eficiência térmica do ciclo simples, chegando a 41% nas
turbinas aeroderivativas (GIAMPAOLO, 2006).
Para as duas principais configurações dos compressores, centrífugo ou axial, de um
modo geral, pode-se dizer que para uma mesma potência, o tipo radial fornece uma pressão
maior com uma vazão menor, comparando com o tipo axial. Normalmente, no uso em turbina
a gás, os compressores radiais são mais adequados para sistemas de pouca potência enquanto
que aqueles axiais se ajustam melhor para potências maiores (MARTINELLI, 2008).
ƒ
Turbinas
A turbina fornece potência para acionar o compressor e o gerador elétrico que está
acoplado ao conjunto compressor-turbina, chamado de spool (i.e., carretel). Basicamente, sua
função é extrair o máximo de energia dos gases quentes que deixam a câmara de combustão,
expandindo-os a pressão e temperatura mais baixas. Existem duas configurações principais,
radiais e axiais, semelhantes aos compressores.
Turbina Radial: Possui somente um estágio com rotor semi-aberto, muito semelhante
à existente no compressor radial. O escoamento neste caso segue no sentido radial, contra o
efeito da força centrífuga, de fora para dentro. Desta forma, torna-se comum a denominação
turbina radial. Normalmente são empregadas em aplicações de baixa potência, como por
exemplo, em turboalimentadores ou turbinas automáticas, podendo atingir até 4500kW em
instalações com potência efetiva de 1500kW. Seu rendimento é relativamente baixo,
principalmente devido a presença de folgas no rotor, alta diferença de temperatura e oposição
da força centrífuga por ocasião da expansão. Em números, valores comuns de rendimento são
geralmente da ordem de 70% a 80%, dependendo de cada projeto e das dimensões da
máquina (MARTINELLI, 2008).
Turbina Axial: São semelhantes as turbinas a vapor de reação, porém dificilmente são
utilizados mais de cinco estágios, em virtude da baixa queda de pressão nas turbinas a gás. Na
maioria das configurações tem-se de dois a quatro estágios, sendo que, para baixa potência
basta apenas um estágio.
21
3.3 Câmara de Combustão
A câmara de combustão tem a finalidade principal de elevar a temperatura do ar
proveniente do compressor através da queima adequada de um combustível, de modo que em
seguida, os gases quentes sejam expandidos e acelerados na turbina. Porém, isso deve ser
alcançado com a mínima perda de pressão e a máxima eficiência. Nas próximas seções, serão
abordados maiores detalhes do princípio de funcionamento das câmaras de combustão, além
de suas principais características.
3.3.1
Finalidades das câmaras de combustão
As câmaras de combustão constituem um dos componentes essenciais que compõem o
ciclo termodinâmico a gás, ao lado do conjunto compressor e turbina. Inúmeras configurações
e arranjos são aplicados atualmente com o ciclo a gás, de acordo com as exigências de cada
projeto. Basicamente, a câmara tem por finalidade promover de maneira eficiente a mistura
entre o agente comburente, anteriormente comprimido pelo compressor, no caso mais comum
o ar, e o agente combustível. Ao final, tem-se o objetivo de que a reação de combustão
permaneça estável e contínua, liberando calor suficiente para aumentar a temperatura dos
gases no nível de operação da turbina. Contudo, este fato deve ser alcançado com a mínima
perda de pressão e a máxima eficiência em toda faixa de operação da turbina a gás. Por
último, a quantidade de combustível adicionada é função da potência demandada e do
aumento de temperatura, sendo este último limitado pela temperatura máxima que o material
das palhetas e rotores da turbina suporta (LORA e NASCIMENTO, 2004).
Inúmeros outros fatores também são necessários a um bom projeto de uma câmara de
combustão. Porém deve-se buscar sempre uma mínima emissão de poluentes, um custo de
manutenção e fabricação compatíveis, além de garantir um longo tempo de vida ao
equipamento (LEFEBVRE, 1998).
Autores como Cohen et al. (1987), enfatizam que a geometria da câmara de combustão,
juntamente com o sistema de injeção de ar e combustível devem promover a ocorrência dos
seguintes processos em ordem cronológica:
ƒ
Formação de uma mistura reativa;
ƒ
Ignição da mistura;
22
ƒ
Propagação da frente de chama;
ƒ
Mistura dos produtos quentes com o excesso de ar para uniformização da
temperatura dos gases que serão direcionados para a turbina.
Como visto, são inúmeros os requisitos que um bom projeto de câmara de combustão
deve atender. Contudo, de acordo com a aplicação do equipamento, uma ou outra exigência
será tratada com maior destaque, por exemplo, em situações com restrição de espaço físico e
diante de legislações em vigor. Nos dias atuais, percebe-se uma preocupação dos institutos de
pesquisa e empresas pela busca de projetos chamados flexíveis, ou seja, que permitem a troca
por combustíveis alternativos. Esta tendência possui forte relação com as legislações
ambientais atuais cada vez mais rígidas, portarias, regulamentações e a disponibilidade de
outros combustíveis a um preço atrativo.
Outro desafio relacionado ao projeto de câmaras de combustão tem origem desde as
primeiras descobertas do equipamento, pois em sua maioria, as câmaras são obtidas a partir de
técnicas e abordagens empíricas obtidas em laboratório, enfatizando a importância e
contribuição deste trabalho para o desenvolvimento das mesmas.
3.3.2
Tipos de câmaras de combustão
Existem diversas classificações empregadas às câmaras de combustão. Contudo, as mais
aplicadas são baseadas em duas características: de acordo com a distribuição do ar e a partir
da geometria.
a) Distribuição do ar
Quanto à distribuição do ar, as câmaras de combustão podem ser classificadas em:
combustores de escoamento direto, escoamento reverso, regenerativos e do tipo elbow.
- Combustores de fluxo direto (straight through): Muitos autores consideram esta
configuração como típica de uma câmara de combustão, devido a sua simplicidade. Neste
formato, conforme ilustrado pela Figura 3.7, o escoamento proveniente do compressor
atravessa a câmara até a entrada da turbina numa direção única.
23
Figura 3.7. Combustor anular do tipo fluxo direto (RODRIGUEZ, 1997).
- Combustores de escoamento reverso: Apresentam uma dada geometria interna que
garantem um escoamento no sentido contrário daquele de entrada, conforme ilustrado pela
Figura 3.8. Seu tamanho reduzido contribui para uma curta distância entre compressor e
turbina, reduzindo o tamanho da máquina. Porém, diante da grande perturbação no
escoamento, surge uma dificuldade na distribuição dos orifícios ao longo da câmara. Lefebvre
(1998) afirma que esta configuração esta presente, de forma completa ou parcialmente, nos
projetos que empregam uma única câmara de combustão.
Este tipo de configuração é normalmente empregado quando se trabalha com
compressor radial. Neste caso, a componente radial da velocidade na saída do compressor
provoca uma perda de pressão acentuada se for introduzida diretamente na câmara de
combustão. Para tanto, o comprimento de entrada na câmara de combustão deve ser
aumentado, a fim de possibilitar o desaparecimento desta componente da velocidade.
Figura 3.8 Configuração com fluxo reverso e abertura na seção primária (RODRIGUEZ, 1997)
24
- Combustores regenerativos: Caracterizam-se por equipamentos que são instalados
entre o compressor e a entrada da câmara, com objetivo de pré-aquecer o ar de entrada a partir
dos gases quentes de exaustão. Este fato contribui para o processo de combustão, porém
apresenta dificuldade no resfriamento das paredes, devido principalmente a característica bem
pobre da reação. Contudo, Lefebvre (1998) acrescenta que algumas desvantagens podem ser
reduzidas com uso de regeneradores rotativos combinados com combustores tubulares.
- Combustores Single Vortex: Estes combustores têm a finalidade de promover uma
melhor mistura na região de queima. Nesta configuração, uma região de vórtices é criada a
partir de um jato de ar perpendicular a injeção de combustível, situada na região central. Em
seguida, o escoamento arrasta uma quantia de combustível favorecendo a criação de uma boa
região de mistura. Dados experimentais comprovam que esta configuração produz menos NOx
que combustores convencionais. Porém, níveis elevados de CO e hidrocarbonetos não
queimados foram detectados em algumas condições de operação da câmara, mas que podem
ser reduzidos com algumas melhorias no processo de mistura (LEFEBVRE, 1998).
b) Geometria
Existem quatro tipos principais de combustores classificados segundo a geometria:
multi-tubular, tubo-anular, anular e, por último, tubular ou mono tubular. Estes arranjos
podem ser visualizados através do esquema mostrado pela Figura 3.9 (LEFEBVRE, 1983).
Figura 3.9 Principais configurações de câmaras de combustão (LEFEBVRE, 1998).
Conforme mostrado pela Figura 3.9, a classificação pela geometria está relacionada à
disposição dos tubos de chama ao longo da seção transversal da câmara de combustão.
25
b.1) Multi-tubular
Esta configuração caracteriza-se por um conjunto de câmaras idênticas e igualmente
dispostas, formando uma circunferência ao longo da seção transversal. Cada câmara possui
seu próprio sistema de ignição, e pelo fato de serem independentes, podem ser facilmente
removidas para manutenção e realização de testes sem prejudicar o funcionamento do
conjunto. Estes testes podem ser realizados numa única câmara, o que reduz os custos de
ensaios, pois a vazão de ar empregada constitui apenas uma fração do total de ar que sai do
compressor.
Contudo, este arranjo possui algumas desvantagens, tais como a necessidade de dutos
de ligação entre as câmaras para distribuição do ar e ignição, além de dutos específicos de
transição ligando compressor/câmara/turbina. Alguns exemplos das câmaras multi-tubulares
podem ser visualizados através da Figura 3.10.
(a)
(b)
(c)
Figura 3.10 Exemplos de câmara de combustão multi-tubular do tipo fluxo direto.
a) Detalhe de uma câmara de combustão. Kimerius Aircraft (Flickr®).
b) Turboreator J47-C27 que equipa os aviões F-86 "Sabre". Kimerius Aircraft (Flickr®).
c) Rolls Royce Jet Engine (Rolls-Royce Limited).
26
b.2) Tubo-anular
A configuração tubo-anular foi desenvolvida principalmente com o objetivo de unir as
vantagens das câmaras do tipo tubular e anular. Consiste em um conjunto de câmaras
tubulares dispostas anularmente no conjunto, com fornecimento de ar numa via única para
todas, conforme ilustrado pela Figura 3.11. Algumas vantagens desta configuração estão no
projeto relativamente simples, com baixa perda de pressão e reduzido tamanho e peso. Por
outro lado, é menos compacta que a anular e necessita de interconectores para ignição, que
podem apresentar alguns problemas no acendimento das chamas.
(a)
(b)
Figura 3.11 Câmara de combustão tubo-anular em detalhe
a) Kimerius Aircraft (Flickr®) b) Rolls Royce Engine (Rolls-Royce Limited®).
b.3) Anular
Nesta configuração, o tubo de chama é posicionado de modo concêntrico a carcaça
anular. Desta forma, sua geometria resulta em um modelo bem compacto, com baixa perda de
pressão e boa aerodinâmica, além de reduzido nível de emissão de poluentes. Porém,
apresenta maior dificuldade de se obter um perfil uniforme e estável de temperatura do que a
geometria tubular. Alguns exemplos de câmaras de combustão anulares podem ser
visualizados através da Figura 3.12 (LEFEBVRE, 1998).
27
(a)
(b)
Figura 3.12 Exemplos de câmaras de combustão anulares
a) Turboreator Snecma ATAR 101 G2. Kimerius Aircraft (Flickr®).
b) Turbina Aeronáutica EJ200 da EUROJET Turbo GmbH (CEOWORD Magazine®).
b.4) Tubular
Esta configuração está entre as mais antigas, sendo largamente encontrada em
aplicações industriais. Alguns autores também utilizam simplesmente a denominação can
(i.e., caneco) para este tipo de câmara. Apresenta basicamente um cilindro interno, conhecido
como liner ou tubo de chama, onde a combustão propriamente dita ocorre. Este cilindro é
envolvido por uma carcaça externa e repleto de orifícios responsáveis pela refrigeração das
paredes e a diluição dos gases quentes no interior do tubo de chama (LEFEBVRE, 1983).
Estas características podem ser visualizadas na Figura 3.13.
Em combustores de médio porte, o controle da distribuição do ar ao longo desta
configuração se torna difícil em alguns casos, especialmente em sistemas de baixa pressão.
Outro agravante desta configuração está relacionado com as elevadas emissões e perdas de
carga, o que reduz sua eficiência (LEFEBVRE, 1998). Em contrapartida, de acordo com
Lefebvre (1983), seu excessivo comprimento e peso, limitam o uso desta tecnologia em
aplicações aeronáuticas. Contudo, seu atrativo está na simples fabricação e na possibilidade
de substituição do combustível de projeto, sem grandes perdas de eficiência.
28
(a)
(b)
Figura 3.13 Câmaras de combustão do tipo tubular
a) Principais componentes de uma câmara de combustão tubular (Rolls Royce Limited®).
b) Esquema simplificado de uma câmara tubular.
Desta forma, diante da necessidade e do interesse atual de se utilizar combustíveis
alternativos ou de baixo poder calorífico, este tipo de configuração se mostra muito adequada,
principalmente em projetos de geração distribuída ou de baixa potência. Assim, esta
configuração será empregada ao longo deste trabalho e todos os detalhes do projeto preliminar
serão mostrados nos próximos capítulos.
29
3.4 O Processo de Combustão
Segundo Turns (2000), os benefícios da combustão e seu máximo entendimento são
essenciais para a existência neste planeta. Reações de combustão estão presentes em inúmeros
processos industriais de manufatura de produtos e também na geração de energia. Os
aparelhos eletrônicos utilizam a eletricidade gerada pela queima de combustíveis fósseis em
usinas termelétricas. Os carros se movimentam pela ação de motores de combustão interna.
Os aviões voam com combustíveis queimados em turbinas a gás. As construções em alguns
países dependem de pequenas centrais para geração de calor e aquecimento. Finalmente,
inúmeros produtos e processos da indústria dependem essencialmente de uma fonte de calor
para serem produzidos, conforme destacado por Baukal (2003) na Tabela 3.3. Nesta tabela, o
processo de combustão esta dividido entre a geração de calor e vapor.
A combustão pode ser basicamente definida como um conjunto de reações químicas de
rápida oxidação, com objetivo de geração de calor, ou ainda, luz e calor simultaneamente
(BAUKAL, 2003).
Tabela 3.3 A importância da combustão na indústria (DOE, 2008)
Indústria
% da fonte de energia
Vapor
Calor
Combustão
Refinaria de petróleo
29,6
62,6
92,2
Resíduos florestais
84,4
6,0
90,4
Aço
22,6
67,0
89,6
Químico
49,9
32,7
82,6
Fundição de metal
2,4
67,2
69,6
Alumínio
1,3
17,6
18,9
-
O domínio das variáveis do processo de combustão ainda levará ainda algum tempo,
uma vez que envolve grandes áreas como transferência de calor, termodinâmica, cinética
química, escoamento multifásico e turbulento dentre outras. Contudo, segundo Baukal (2003)
a demanda por energia tem projeções de crescimento a uma taxa de 0,8% ao ano até 2020, o
que enfatiza a importância do estudo deste assunto.
Diante da Figura 3.14, são descritos dados históricos e projeções de aumento na
demanda de cada matéria-prima.
30
Figura 3.14 Dados de históricos e projeções de consumo (BAUKAL, 2003).
A teoria da combustão é constituída por uma gama de fenômenos naturais, que podem
ser traduzidos por modelos matemáticos. Estes modelos podem se tornar muito complexos,
como por exemplo, o mecanismo de reação do iso-octano (principal componente de gasolina),
que inclui 3600 reações elementares entre 860 espécies químicas. Outro exemplo é
mecanismo do metano, que contém mais de 300 reações elementares e mais de 30 espécies
(CRISTALDO, 2008).
3.4.1
Características e classificação das chamas
Existem dois principais modos de combustão, ilustrados através da Figura 3.15. Nota-se
na Figura 3.15a, uma fina zona de intensa reação química propagando ao longo da mistura arcombustível não queimada, que corresponde ao que conhecemos como chama. De acordo
com a propagação da chama ao longo da câmara de combustão, Figura 3.15b, a pressão e a
temperatura dos gases não queimados são elevadas, e sob certas condições, uma rápida reação
de oxidação desencadeia a combustão, através do fenômeno conhecido como auto-ignição.
Como a energia liberada pela auto-ignição é menor, ela não atinge os níveis da parte visível
do espectro, criando uma combustão aparentemente sem chama (TURNS, 2000).
As chamas são classificadas pela forma como ocorre a mistura entre reagentes e o
comburente, destacando duas classes distintas: pré-misturadas e não pré-misturadas ou
difusas. Alguns autores ainda consideram a existência de outra classe, as chamas parcialmente
pré-misturadas, uma vez que a obtenção e garantia de uma total pré-mistura apresenta
características bem definidas.
31
Figura 3.15 Modos de combustão em um motor de ignição por centelha
a) Chama visível b) Chama não-visível (TURNS, 2000).
ƒ
Chamas pré-misturadas
As chamas pré-misturadas são formadas quando o combustível e o comburente são
completamente misturados antes da ocorrência de qualquer reação química de combustão,
conforme ilustrado pela Figura 3.16. Em geral, combustores pré-misturados apresentam
chamas menores e localmente mais intensas, comparadas com as chamas não pré-misturadas
ou difusas. Também possuem uma queima mais uniforme e em sua maioria, índices reduzidos
de emissão de NOx que dependem das características de cada projeto (BAUKAL, 2003).
Contudo, diante do fato da pré-mistura ocorrer numa espécie de “antecâmara”, existem
riscos de que pontos isolados de alta temperatura favoreçam a ignição e iniciem o processo de
combustão antes do momento previsto, dependendo da condição de inflamabilidade da
mistura. Assim, o projeto da “antecâmara” e do bico injetor devem ser submetidos a rigorosos
testes de segurança, principalmente em virtude deste fato.
Figura 3.16 Configuração de um queimador pré-misturado (BAUKAL, 2003).
ƒ
Chamas não pré-misturadas ou difusas
Nas chamas difusas, o combustível é mantido separado do comburente antes da
combustão, que somente dará início no momento da mistura e se estiverem dentro da faixa de
32
inflamabilidade. Segundo Baukal (2003), o limite inferior de inflamabilidade, LIF, pode ser
definido como a quantidade mínima de um comburente capaz de propiciar a mistura
combustível/comburente uma energia suficiente para superar a energia de ignição da chama.
Já o limite superior de inflamabilidade, LSF, é definido como o limite máximo, onde a
quantidade de comburente na mistura é suficiente para gerar uma propagação de chama.
As chamas difusas apresentam em sua maioria, comprimento e volume de chama
maiores que as pré-misturadas, além de uma temperatura mais elevada a partir das
extremidades para o centro da chama (BAUKAL, 2003). Pelo fato de uma distribuição não
uniforme da chama, regiões localizadas próximas às paredes favorecem a formação de CO.
Através da Figura 3.17, o princípio descrito acima pode ser ilustrado.
Figura 3.17 Configuração de um queimador não pré-misturado (BAUKAL, 2003).
ƒ
Chamas parcialmente pré-misturadas
Em chamas parcialmente pré-misturadas, uma parte do comburente é pré-misturada com
o combustível antes da ocorrência de qualquer reação de combustão. Esta mistura parcial
ajuda a ancorar a chama, oferecendo mais estabilidade frente a perturbações turbulentas, além
de reduzir a probabilidade de ocorrência do fenômeno de flash-back (BAUKAL, 2003). Este
tipo de combustor se caracteriza pela produção de comprimentos de chama, temperaturas e
distribuições de calor com características entre as das chamas pré-misturadas e difusas. De
acordo com a Figura 3.18, tem-se a representação esquemática de um queimador parcialmente
pré-misturado.
Figura 3.18 Configuração de um queimador parcialmente pré-misturado (BAUKAL, 2003).
33
3.5 Parâmetros Térmicos
Existem inúmeros parâmetros térmicos envolvidos num projeto de uma câmara de
combustão, normalmente empregados para se determinar a eficiência do processo de
combustão e acompanhar a condição de funcionamento, dos quais se destacam o conceito de
estequiometria e temperatura adiabática de chama.
3.5.1
Estequiometria
Segundo Turns (2000), a quantidade estequiométrica de um dado oxidante corresponde
exatamente à quantia necessária para ocorrer a combustão completa do combustível. Se a
quantidade de oxidante for maior do que a reação completa necessita, a mistura é chamada de
pobre ou lean, e do contrário, tem-se uma mistura rica ou rich.
De modo a exemplificar o conceito de estequiometria, seja um dado hidrocarboneto,
, reagindo com ar atmosférico (simplificadamente, 21% de O2 e 79% de N2 em volume),
que resulta na reação química dada pela Equação 3.1.
3.1 ⁄2
3,76
Onde, 3,76aN 3.1 ⁄4.
A partir da Equação 3.1, a relação ar/combustível estequiométrica fica:
,
3.2 3.2 Outro parâmetro importante é a razão de equivalência, utilizada para caracterizar o
comportamento da combustão, podendo ser obtida através da Equação 3.3 (TURNS, 2000).
Alguns programas computacionais como o GASEQ® empregam a razão de equivalência
como sendo a relação entre a quantidade de O2 estequiométrica e a quantia atual.
3.3 /
/
A porcentagem de excesso de ar, % % /
/
3.3 , e a porcentagem de ar estequiométrica,
, podem ser definidas a partir da Equação 3.4 e 3.5.
34
3.4 % 3.5 3.5.2
% %
100 3.4 3.5 Temperatura de chama adiabática
Durante os cálculos para obtenção da geometria básica da câmara de combustão, um dos
parâmetros a ser definido é a temperatura de chama adiabática. Existem diferentes formas de
se modelar o processo termoquímico da combustão, com a finalidade de determinar as
concentrações dos reagentes e produtos da combustão, temperatura máxima, e principalmente,
a composição das emissões de NOx e CO.
Segundo Turns (2000), podem ser definidas duas temperaturas de chama adiabática,
sendo uma para sistemas com pressão constante (por exemplo, aplicada em câmaras de
combustão de turbinas a gás) e uma para sistemas a volume constante (por exemplo,
empregada em motores de combustão interna). Se uma dada mistura ar/combustível queima
adiabaticamente (i.e., perdas para o sistema desprezíveis) a pressão constante, a entalpia
absoluta dos reagentes no estado inicial (por exemplo, Ti=298K e Pi=1atm) deve ser igual a
entalpia absoluta dos produtos num dado estado final (Tf=Tad e Pf=1atm). Em outras palavras,
sem perdas para fora do volume de controle, a energia liberada pelas reações químicas serão
absorvidas pelas moléculas dos produtos, aquecendo-as até obter a igualdade de entalpias
absolutas numa temperatura chamada de temperatura de chama adiabática.
Aplicando a Primeira Lei da Termodinâmica para um dado volume de controle
envolvendo a câmara de combustão, de acordo com a Equação 3.6 tem-se:
3.6 3.6 Em seguida, desprezando os efeitos da energia cinética e potencial, bem como as trocas
de trabalho por calor e eixo, têm-se:
3.7 ,
,
3.7 35
4. Capitulo 4
METODOLOGIA
DE PROJETO DE CÂMARA DE COMBUSTÃO
Ao longo deste capítulo serão apresentadas as diversas etapas do projeto preliminar de
câmara de combustão de turbina a gás, descrevendo a metodologia empregada na obtenção de
cada componente, bem como o modo de obtenção das diversas grandezas empregadas.
4.1. Introdução
O projeto básico de uma câmara de combustão não é uma tarefa simples, uma vez que é
constituído por inúmeros componentes em diversos arranjos, que variam de acordo com as
exigências e a complexidade de cada aplicação. Independente da configuração empregada, em
sua maioria o ar proveniente do compressor atinge a entrada da câmara de combustão. Neste
local tem-se início o difusor, que tem por finalidade desacelerar o fluido. Ao final, o ar se
divide em duas regiões, sendo uma localizada na região periférica da câmara, antes de atingir
a região da combustão. Nesta última região, o ar atravessa orifícios de diluição e fendas de
resfriamento, antes de chegar ao duto de transição para a entrada da turbina.
Em virtude dos inúmeros detalhes existentes, o projeto de uma câmara de combustão
representa um desafio para os pesquisadores, visando promover (LEFEBVRE, 1998):
36
ƒ
Determinadas características ao escoamento para ignição e estabilidade da chama;
ƒ
Apropriada distribuição das massas de ar para queima, diluição e para as
necessidades de resfriamento;
ƒ
Fluxo adequado às características de perda de pressão exigidas;
ƒ
Distribuição uniforme da temperatura na saída;
ƒ
Compromisso entre o estudo aerodinâmico e a combustão.
4.2. Dimensões Preliminares do Combustor
No início do projeto de uma câmara de combustão devem ser calculadas algumas
grandezas de referência, baseadas nas exigências de massa de ar, temperatura e da área de
referência empregada. Tais grandezas servem para análise e comparação com outros arranjos
de câmaras de combustão, estando normalmente associadas às características do escoamento,
como por exemplo, velocidade, número de Mach, pressão dinâmica, dentre outras. Dentre
estas, a interpretação da pressão dinâmica constituiu uma das mais importantes, pois ela
traduz a resistência do fluxo ao atravessar a câmara de combustão (LEFEBVRE, 1998). As
principais grandezas empregadas são:
ƒ
Velocidade de referência:
4.1 ƒ
Número de Mach de referência:
4.2 ,
ƒ
4.3 4.1 4.2 Pressão dinâmica de referência:
4.3 Através das grandezas descritas anteriormente, as características do escoamento
compressível para a câmara de combustão finalmente podem ser descritas, além de outros
parâmetros, conforme descrito a seguir (LEFEBVRE, 1998).
37
e Contudo, os valores obtidos com estes parâmetros são de difícil quantificação, pois são
bem particulares ao projeto de câmara de combustão. Neste caso, Lefebvre (1998) relacionaos com o número de Mach de referência através do diagrama da Figura 4.1, servindo para
comparar os resultados obtidos pela planilha Excel®.
Figura 4.1 Efeito do número de Mach de referência nos parâmetros do escoamento
(LEFEBVRE, 1998).
É comum utilizar tanto pressão estática quanto pressão total, necessitando assim de
algumas manipulações. Através da Equação 4.4, pode-se calcular a pressão estática a partir
dos valores de pressão total (LEFEBVRE, 1998):
4.4 Onde,
1
é a relação de calores específicos.
4.4 38
4.2.1
Escolha da área de referência
Existem duas formas de se obter as principais dimensões da câmara de combustão,
através da abordagem aerodinâmica e de acordo com a combustão. Estudos realizados por
Lefebvre (1998) revelam que as dimensões do tubo de chama e a sua correspondente perda de
pressão, têm grande relevância na eficiência da combustão, no processo de mistura e
consequentemente na eficiência do ciclo termodinâmico.
A área de referência,
, constitui um dos parâmetros físicos mais importantes num
projeto de uma câmara de combustão, pois representa grande impacto sobre inúmeras outras
dimensões. Este parâmetro deve ser calculado a partir de um compromisso entre as limitações
dadas pelas reações químicas e aerodinâmicas, além da perda de pressão máxima permitida na
câmara de combustão. Freqüentemente, quando se calcula as dimensões do combustor com
base apenas nas questões relacionadas à aerodinâmica, as reações químicas também estarão
asseguradas. Porém, se possível, a verificação desta afirmativa deve ser confirmada
(LEFEBVRE, 1998).
Diante das duas possibilidades citadas anteriormente (aerodinâmica e reações químicas),
os cálculos da área de referência foram feitos considerando ambos os casos, e em seguida, foi
escolhida aquela de maior valor. O diâmetro de referência
, para câmaras de combustão
tubulares, pode ser calculado pela seguinte expressão:
4.5 4.5 Experimentos em câmaras de combustão indicam que a área do tubo de chama está
entre 55% a 75% da área de referência (LEFEBVRE, 1998). Desta forma, foi considerada
inicialmente a área do tubo de chama igual a:
4.6 0,7
4.6 A seguir, as duas abordagens citadas anteriormente serão detalhadas.
ƒ
Abordagem baseada na aerodinâmica
Nesta abordagem, os cálculos referentes às principais dimensões da câmara de
combustão serão função principalmente da perda de carga, cujas principais grandezas são
relacionadas através da Equação 4.7 (LEFEBVRE, 1998).
39
∆
4.7 Substituindo o termo
∆
4.7 na Equação 4.7, tem-se:
∆
4.8 ∆
4.8 De posse da Equação 4.8, pode-se obter o valor da área de referência,
,
∆
4.9 .
∆
A perda de pressão total na câmara de combustão, ∆
4.9 ⁄ , encontrada na Equação
4.9 corresponde a um valor de projeto, dado pela simulação do ciclo termodinâmico. Este
parâmetro é de grande importância para o desempenho e eficiência do ciclo termodinâmico,
uma vez que 1% de redução deste fator implica também em 1% de redução no consumo
específico de combustível (LEFEBVRE, 1998).
Outro parâmetro empregado na Equação 4.9 é o fator de perda de pressão ∆
⁄
,
que consiste em um dos mais importantes parâmetros da câmara de combustão, pois traduz a
resistência que o fluxo recebe desde a saída do compressor até a entrada da turbina. Este
parâmetro representa a soma de duas parcelas de perda de pressão: perda de pressão no
difusor e perda de pressão no tubo de chama, conforme descrito pela Equação 4.10.
∆
4.10 A perda de carga no difusor, ∆
∆
∆
4.10 , normalmente deve possuir um valor pequeno, pois
um difusor bem projetado deve produzir o mínimo de perda de pressão. Uma estimativa
inicial muito utilizada está próxima de 1% da pressão de entrada na câmara (LEFEBVRE,
1998).
Este projeto preliminar desenvolve uma câmara de combustão do tipo tubular, onde as
perdas de pressão estão em torno de 6 a 8% da pressão de entrada, dividindo-se entre o
difusor e o tubo de chama. Para o difusor, as perdas de pressão foram calculadas em função da
recuperação da pressão estática obtida a partir do projeto do mesmo. Desta forma,
considerando como aproximação inicial que a perda de pressão ao longo de toda a câmara seja
6%, o restante destinado ao tubo de chama foi igualmente dividido nas três regiões, ou seja,
40
do final do difusor até o inicio da zona primária, depois entre a zona primária e secundária,
terminando com a zona de diluição.
Durante a etapa inicial de projeto de uma câmara de combustão, a obtenção dos valores
iniciais das principais grandezas, obtidos na maioria dos casos a partir de métodos analíticos e
empíricos, não constitui uma tarefa simples (LEFEBVRE, 1998). Logo, este projeto
preliminar inicia com alguns valores típicos, resultado de diversos experimentos, sugeridos na
Tabela 4.1, variando de acordo com a configuração da câmara de combustão em estudo.
Tabela 4.1 Valores típicos aplicados em câmaras de combustão (LEFEBVRE, 1998)
Tipo de câmara
∆
⁄
⁄
∆
Tubular
0,07
37
0,0036
Tubo-anular
0,06
28
0,0039
Anular
0,06
20
0,0046
Analisando a Tabela 4.1, dentre os parâmetros citados, a perda de pressão na câmara,
∆
⁄ , é um parâmetro de projeto e, portanto, fixo. O valor do fator de perda de pressão,
∆
⁄
é função de diversos fatores, dentre eles as emissões de poluentes, a velocidade
de saída do compressor e o tipo de difusor empregado (i.e., se o difusor é do tipo dump, faired
ou hybrid) (LEFEBVRE, 1998). Por último, o termo
é função da área de
referência escolhida.
Finalmente, para se calcular a área de referência baseada na abordagem aerodinâmica, é
empregada a perda de pressão, ∆
⁄ , e o fator de perda de pressão, ∆
sugeridos pela Tabela 4.1 como dados iniciais. Em seguida, o termo
⁄
,
é
calculado com a área de referência obtida anteriormente e comparado com o valor sugerido
pela Tabela 4.1, resultando em valores bem próximos.
ƒ
Abordagem baseada na combustão
A determinação da área de referência baseada na combustão e adequada às reações
químicas pode ser obtida através do parâmetro . Logo, a eficiência da combustão, , pode
ser relacionada com base no parâmetro
através da Equação 4.11 (LEFEBVRE, 1998).
41
,
4.11 ,
⁄
4.11 Pela Figura 4.2, tem-se uma correlação entre o parâmetro
e a eficiência da combustão,
que varia de acordo com o tipo de câmara empregado. Neste caso, considerando inicialmente
uma eficiência da combustão, , de 98%, o parâmetro
possui o valor de 73 10 (SI),
conforme indicado pela Figura 4.2.
Figura 4.2 Correlação entre o parâmetro
e eficiência da combustão (LEFEBVRE, 1998).
Considerando a Equação 4.11, resta definir o fator de correção de temperatura, b, que
depende da razão de equivalência da zona primária, , conforme descrito pelas Equações
4.12 e 4.13.
4.12 245 1,39
ln
0,6
1,0 4.12 4.13 170 2,00
ln
1,0
1,4 4.13 Para se determinar a razão de equivalência da zona primária,
podem ser consideradas. Contudo, o valor preciso da
, inúmeras abordagens
não é um parâmetro normalmente
fornecido na literatura, uma vez que traduz muitas informações do projeto da câmara, ficando
42
restrita aos fabricantes. Assim, a maioria dos autores destaca alguns limites de razão de
equivalência possíveis, baseando em várias situações de operação da máquina (i.e., durante a
partida, operação em carga nominal, etc.), nos limites de inflamabilidade do combustível e em
função dos limites de emissão de poluentes permitidos.
Com objetivo de minimizar a quantidade de poluentes gerada e de combustível não
queimado, sugere-se que
não deve superar 1,5. Quanto à quantidade total de ar que deve
ser contido na zona primária, Lefebvre (1998) indica como uma estimativa inicial, que 25%
do ar total fornecido pelo compressor e que entra na câmara de combustão seja destinado à
zona primária. Porém, esta estimativa é bem geral, uma vez que cada projeto possui um
regime de combustão particular e, consequentemente, suas próprias características de
distribuição das massas de ar.
Neste sentido, considerando que a quantidade de ar destinado para a zona primária deve
ser suficiente para realizar a combustão completa do combustível, manter a chama ancorada,
resfriar as paredes próximas ao injetor e principalmente determinar a temperatura de chama,
pode-se estimá-lo com base em um destes fatores. Além disso, sendo a temperatura de chama
um dos principais fatores que influenciam a emissão de poluentes, a escolha da distribuição
das massas de ar deve considerar este fato (LEFEBVRE, 1998).
Logo, dentre os fatores apresentados, foi considerado neste trabalho que a quantidade de
ar existente na zona primária deve garantir uma razão de equivalência razoavelmente pobre,
evidenciando a característica difusa da chama.
Finalmente, a razão de equivalência da zona primária e o diâmetro de referência com
base nas reações químicas podem ser então obtidos, sendo considerado o maior valor para a
área de referencia dentre aqueles obtidos por ambas as abordagens.
4.2.2
Determinação das seções
A câmara de combustão foi dividida em inúmeras seções, de maneira a facilitar a
aplicação e o entendimento da metodologia empregada, considerando a mesma nomenclatura
encontrada nos livros técnicos do assunto. Nas próximas páginas, os cálculos das grandezas
geométricas foram detalhados, além de uma distribuição preliminar das massas ao longo da
câmara e de alguns parâmetros do escoamento para cada seção.
43
a) Seção de saída do compressor
A determinação das características da seção de saída do compressor ou entrada na
câmara de combustão varia de acordo com o projeto do conjunto compressor/câmara/turbina,
podendo ser definida de duas maneiras, que depende da existência ou não do diâmetro de
saída do compressor. Desta forma, quando não se dispõe do diâmetro de saída do compressor
e entrada na câmara,
, este valor pode ser estimado a partir da vazão mássica de entrada e
uma dada velocidade típica a ser considerada. Segundo estudos realizados por MENDES
(2003), em geral, a velocidade do ar entrada da câmara de combustão,
, se encontra em
torno de 100 / . Segundo Lefebvre (1999), velocidades do ar de saída do compressor em
torno de 170 m/s podem acarretar perdas da ordem de 1/3 da razão de pressão do compressor.
Com base nestes dados, o diâmetro de entrada pode ser estimado através das Equações
4.14 e 4.15. Contudo, como não se dispõe dos dados de projeto da voluta do compressor, foi
considerada uma velocidade de entrada do ar próxima do valor estimado por MENDES
(2003), calculada indiretamente através da pressão estática na entrada a ser fornecida pelo
projetista nos dados de entrada. Ao final, o valor da área de saída do compressor, consequentemente o valor do diâmetro
, e
, puderam ser calculados conforme as Equações
4.14 e 4.15.
4.14 4.14 4.15 4.15 De posse da vazão mássica total de ar que entra na câmara de combustão, , obtida
através de uma simulação do ciclo térmico, o valor da vazão volumétrica de ar que atravessa a
seção de entrada fica:
4.16 4.16 b) Seção da área
Esta seção corresponde ao local onde o fluido, após passar pelo difusor, se divide no ar
destinado à combustão e à diluição. Lefebvre (1998) sugere assumir que a velocidade do
escoamento nesta seção seja igual à velocidade através da área
, localizada entre o tubo de
chama e a carcaça. Porém, esta área anular tende a ser fixa, pois não esta relacionada ao
44
projeto do difusor, o que define assim uma velocidade única independente do comprimento ou
do ângulo de abertura do mesmo. Baseado nesta consideração julgou-se apropriado definir
esta seção de acordo com as características do escoamento que se deseja na saída do difusor,
principalmente em termos da velocidade do fluxo. Finalmente, de acordo com a velocidade
desejada para o fluxo, a área
correspondente pode ser calculada.
c) Seção do bocal ou snout
Esta seção corresponde a uma das mais importantes dentro de um projeto de uma
câmara de combustão, uma vez que sua principal finalidade é desviar precisamente a
quantidade de ar necessária à combustão. Porém, na grande maioria projetos, a definição da
seção do bocal é feita através de uma estimativa inicial. Normalmente, estima-se que cerca de
20% da vazão mássica que o compressor fornece, ou ainda, metade do ar necessário à zona
primária, atravessa este bocal. Em seguida, o ar se depara com diversos caminhos, dentre eles
o swirler e os orifícios de resfriamento do domo (i.e., região próxima do inicio da chama)
antes de atingir a zona primária de combustão. Contudo, independente do método empregado
na definição da quantidade de ar total necessário à zona primária, a vazão mássica de ar que
se dirige ao bocal m , pode ser calculada pela Equação 4.17.
4.17 Onde, _
4.17 = Vazão mássica no swirler
_
= Vazão mássica para resfriamento do domo
= Vazão mássica para resfriamento da parede
Finalmente, o restante do total de ar vindo do compressor deverá passar pela seção
anular,
. A área
pode ser calculada pela Equação 4.18 (LEFEBVRE, 1998).
4.18 ,
O coeficiente de descarga no bocal,
,
4.18 , da Equação 4.18, foi inicialmente considerado
como unitário. Porém, se existir uma interferência do injetor de combustível no fluxo na
entrada desta seção, este valor deve ser modificado, de modo a garantir a vazão mássica de ar
prevista.
45
d) Seção anular
A vazão mássica na região anular,
, pode ser definida considerando apenas que esta
vazão corresponda à diferença entre a vazão mássica total de ar que entra na câmara de
combustão e a vazão mássica que se dirige para o snout.
4.19 A área
4.19 , simplesmente corresponde a diferença entre a área de referência,
área do tubo de chama,
,ea
, conforme descrito pela Equação 4.20.
4.20 4.20 Alguns outros parâmetros importantes podem também serem obtidos, tanto nesta como
nas seções anteriores. Dentre eles, tem-se a pressão dinâmica na região anular pode ser
calculada pela Equação 4.21.
4.21 4.21 4.22 A velocidade no anular pela Equação 4.22.
4.22 De maneira semelhante, a vazão volumétrica na seção anular fica:
4.23 De posse da vazão mássica, 4.23 , e considerando constante a massa específica do ar,
ρ , é possível obter o valor da vazão volumétrica que passa pela seção anular através da
Equação 4.24.
4.24 4.24 Finalmente, a partir da área anular calculada na Equação 4.20, o valor da velocidade do
fluxo na região anular fica:
4.25 4.25 46
e) Seção Fenda de Resfriamento _
Diante das elevadas temperaturas no interior da câmara de combustão têm-se a
necessidade de se resfriar as paredes do tubo de chama. Desta maneira, são distribuídas
inúmeras fendas de resfriamento, que foram dispostas no início de cada zona, cuja área para
câmaras tubulares e tubo-anulares pode ser calculada conforme a Equação 4.26.
4.26 _
O parâmetro
4.26 da Equação 4.26 representa a altura da fenda, conforme mostrado na
Figura 4.3. Pode ser considerado como uma fenda anular ao longo de toda a câmara, de modo
a garantir uma uniformidade no resfriamento da parede do tubo de chama.
Figura 4.3 Detalhe da fenda de resfriamento adotada.
Quanto à vazão mássica de ar que entra por cada fenda de resfriamento para o tubo de
chama, a Equação 4.27 fornece simplificadamente seu valor.
4.27 _
_
4.27 4.3. Projeto do Difusor
Um combustor bem projetado e eficiente é aquele que, dentre outras funções, consiga
elevar a temperatura do fluido até a entrada da turbina, com uma mínima perda de pressão.
Este fato envolve um projeto detalhado da distribuição das massas de ar ao longo dos
47
componentes, dos furos de diluição e resfriamento, que se inicia com a passagem do fluido
através do uso de um difusor. A grande maioria das turbomáquinas e diversos sistemas
envolvendo fluxo incorporam um difusor, tais como, túneis de vento, turbina a gás, duto de
ligação entre o compressor e a câmara de combustão, dentre outros.
Segundo Lefebvre (1998), o difusor na sua forma mais simples, representa uma
passagem divergente na qual o fluido é desacelerado e a redução da sua velocidade convertida
em um aumento da pressão estática do fluido. Isto se deve ao escoamento subsônico
encontrado na maioria das turbomáquinas, ou seja, apresenta um número de Mach menor que
a unidade. Velocidades do ar na saída de compressores de turbinas a gás aeronáuticas
apresentam valores da ordem de 150 m/s, tornando quase impossível ocorrer uma queima
estável onde a velocidade de chama turbulenta para o metano/ar está na ordem de 10 m/s.
Assim, em alguns casos, a perda de pressão na câmara seria da ordem de 20% para esta
velocidade, com uma razão de temperaturas de 2,5.
Diante da necessidade de se reduzir a velocidade de saída do compressor para um valor
onde as perdas de pressão na câmara sejam baixas, o uso de difusores é normalmente
empregado. Além desta finalidade, o difusor deve, juntamente com a redução da velocidade,
recuperar o máximo da pressão estática e garantir um escoamento estável e suave, sem
descolamento da camada limite (LEFEBVRE, 1998).
Um projeto de difusor para câmaras de combustão depende de uma série de fatores:
ƒ
Número de Mach
ƒ
Distribuição do escoamento na saída do compressor
ƒ
Perda de pressão global na câmara
ƒ
Tipo de orifícios do tubo de chama empregados
ƒ
Espaço disponível
Contudo, mesmo considerando esta série de fatores, de acordo com o projeto
empregado, alguns problemas podem ocorrer durante o processo de difusão. O primeiro
corresponde a tendência de separação ou descolamento do fluxo próximo às paredes do
difusor, se a difusão ocorrer a uma taxa elevada. Esta rápida difusão acarreta grandes perdas
na pressão de estagnação. Por outro lado, se o processo de difusão é lento, o fluido deve
percorrer um grande espaço, acarretando perdas por atrito consideráveis.
Diante das inúmeras variáveis dependentes e do complexo comportamento do
escoamento, a existência de equações detalhadas para ao projeto de difusores ainda é escassa.
48
Desta forma, empregam-se métodos empíricos, baseados na correção do escoamento
unidimensional. Para Lefebvre (1998), um difusor bem projetado deve produzir o mínimo de
perda de pressão na câmara de combustão. Um valor inicial muito utilizado em projetos para a
perda de pressão no difusor, ∆
, esta próximo de 1% da pressão de entrada na câmara
(LEFEBVRE, 1998)
Prosseguindo no projeto do difusor, alguns parâmetros importantes devem ser definidos.
Aplicando a equação da energia (Equação 4.28) e da continuidade (Equação 4.29) entre a
entrada e saída do difusor (pontos 1 e 2, respectivamente), conforme esquematizado na Figura
4.4 tem-se:
Figura 4.4 Esquema de um difusor (LEFEBVRE, 1998).
4.28 4.28 4.29 4.29 A recuperação da pressão estática fica:
4.30 1
4.30 Sendo a razão de áreas, AR, dado por:
4.31 4.31 Como na prática o escoamento na saída do compressor não se caracteriza como
uniforme, o chamado coeficiente de energia cinética, α, não deve ser desprezado. De acordo
com Lefebvre (1998), a energia cinética cresce à medida que o escoamento de afasta da
condição uniforme. o valor do coeficiente de energia cinética varia de 1,10 a 1,35. Se
desprezado, podem ser encontrados valores elevados para o coeficiente de recuperação da
49
pressão estática,
, e a eficiência do difusor, η, chegando a valores maiores que a unidade.
Diante deste fato, normalmente empregam-se os seguintes parâmetros, considerando
internamente o coeficiente de energia cinética.
4.3.1
Cálculo das propriedades do difusor
Os principais parâmetros empregados no projeto de um difusor e na análise de
eficiência serão detalhados a seguir.
a) Razão de área, AR
Durante o cálculo das propriedades do difusor, a escolha da razão de área é
determinante para a estabilidade do fluxo. Através da Equação 4.32, pode-se obter um valor
estimado para a razão de áreas do difusor (LEFEBVRE, 1998).
4.32 4,23 0,025
0,236 4.32 Onde, α é o coeficiente de energia cinética na entrada
Quando a razão de áreas ultrapassa este valor ótimo o escoamento se torna cada vez
mais instável, prejudicando a recuperação da pressão (LEFEBVRE, 1998). Contudo, esta
grandeza foi definida simplesmente a partir da razão entre as áreas A e A , definidas na
Seção 4.2.2, pois como os valores dados pela Equação 4.32 são para um caso arbitrário, estes
devem ser empregados apenas para efeito de comparação. Ao final, os resultados obtidos
estiveram próximos daqueles propostos pela razão de áreas ótima.
b) Coeficiente de recuperação da pressão estática modificado
O coeficiente de recuperação da pressão estática modificado indica a fração da energia
cinética do escoamento de entrada que se transforma num aumento de pressão. Este
coeficiente pode ser obtido através da Equação 4.33.
4.33 4.33 50
⁄2,
Aplicando na Equação 4.33 a pressão dinâmica na entrada definida por
resulta em:
4.34 4.34 Outra forma de obter o coeficiente de recuperação da pressão estática é através da
Equação 4.35.
4.35 1
4.35 Através da Equação 4.35, é possível visualizar os dois termos que afetam no caso ideal,
ou seja, os dois tipos de perdas no difusor: o termo α ⁄α representa a distorção do fluxo no
difusor e as perdas por fricção, através do termo "perdas". Fazendo α
1, ou seja,
desprezando as perdas entre a entrada e saída do difusor na Equação 4.35, obtém-se o
coeficiente de recuperação da pressão estática ideal:
4.36 ,
1
4.36 Diante da Figura 4.5, tem-se um diagrama típico da recuperação da pressão em
difusores cônicos com escoamento turbulento completamente desenvolvido na entrada.
Figura 4.5 Diagrama de projeto de difusores cônicos (adaptado JAPIKSE e BAYNES, 1998).
51
Onde:
= Razão de áreas, entre a saída e a entrada do difusor.
= Ângulo de abertura do difusor
= Comprimento do difusor
= Coeficiente de recuperação da pressão estática
De acordo com a Figura 4.5, para uma dada razão de áreas e um coeficiente e
recuperação da pressão estática, é possível obter o comprimento adimensional do difusor.
c) Eficiência do difusor
A eficiência do difusor é um parâmetro importante, pois representa indiretamente uma
queda na pressão total do combustor já fixada no início do projeto. Em difusores com baixo
ângulo de divergência, 2 , a perda de carga devido principalmente ao atrito ao longo da
parede. Com o aumento do ângulo de divergência, o tamanho do difusor e a perda de carga
tendem a reduzir, porém para cada relação de área,
, existe um ângulo de divergência no
qual a perda de carga é mínima. Usualmente, este ângulo fica entre 3 graus e 12 graus
(LEFEBVRE, 1983). Valores típicos da eficiência do difusor encontram-se entre 0,5 a 0,9,
dependendo da geometria e das características do escoamento. Assim, com valor de
eα ,
pode-se obter um intervalo ótimo para K , entre 0,49 a 0,9, de acordo com Lefebvre (1983).
4.37 ,
4.37 4.38 4.38 d) Coeficiente de perda de pressão
O coeficiente de perda de pressão pode ser obtido através da Equação 4.39 da seguinte
forma:
4.39 4.39 4.40 Ou ainda,
4.40 1
52
Finalmente, a perda de pressão no difusor resulta em:
4.41 1
4.41 Mesmo diante dos avanços no projeto de difusores, Lefebvre (1998) afirma não existe
ainda um método de prever a eficiência de um difusor com base apenas algumas
características do escoamento. Contudo, existem algumas hipóteses que representam bons
valores de eficiência:
ƒ
Escoamento subsônico, mas não necessariamente incompressível
ƒ
Reynolds na entrada do difusor maior que 2,5x104
ƒ
Escoamento no difusor é livre do descolamento na parede.
Para verificar tais hipóteses, alguns parâmetros foram calculados e analisados:
Hipótese I: Esta hipótese pode ser verificada com o cálculo do número de Mach. Se
Mach<1, a condição satisfeita está satisfeita, ou seja, o escoamento é subsônico. A velocidade
do som pode ser obtida da seguinte forma:
4.42 Sendo a relação de calores específicos para o ar,
4.43 4.42 1,4, tem-se finalmente:
/ Hipótese II: Considerando a viscosidade do fluido, υ
pode ser verificada se Re
4.43 17,8x10
[Pa.s], esta hipótese
2,5x10 . A partir da Equação 1.15, tem-se:
4.44 / 4.44 Hipótese III: Esta hipótese pode ser verificada através da Figura 4.6, onde Lefebvre
(1998) apresenta as linhas de não ocorrência do stall, descritas a partir de dados experimentais
de alguns autores. A partir dos cálculos realizados neste trabalho, o difusor cônico empregado
não se encontra na região de stall.
53
Figura 4.6 Regiões de não ocorrência do primeiro stall (LEFEBVRE, 1998).
4.3.2
Tipos de difusores
Existem variadas configurações empregadas para os difusores, destacando-se o tipo
cônico, bi-dimensional e anular, conforme esquematizado pela Figura 4.7.
Figura 4.7 Esquema simplificado dos principais tipos de difusores (LEFEBVRE, 1998).
Os difusores do tipo anular possuem ainda outros arranjos, tais como mostrados na
Figura 4.8.
54
Figura 4.8 Tipos de difusores anulares (a) Equi-anular (b) Anular de núcleo reto (c) Anular
duplo divergente (JAPIKSE e BAINES, 1998).
Para descrição geométrica dos difusores são necessários alguns parâmetros, tais como a
, o comprimento adimensional, /
razão de áreas,
ou /
, e o ângulo de inclinação, ψ
(ou ângulo de divergência, 2ψ). Estas grandezas podem ser relacionadas pelas seguintes
expressões abaixo (LEFEBVRE, 1998).
ƒ
Projeto de difusores cônicos
4.45 1
ƒ
2
1
ƒ
4.3.3
4.45 Projeto de difusores bi-dimensionais
4.46 4.47 2
4.46 Projeto de difusores anulares
1
2
⁄
⁄
4.47 Cálculo dos parâmetros geométricos do difusor
Existem inúmeros abordagens diferentes para os cálculos das características
geométricas do difusor, que variam, sobretudo de acordo com o tipo escolhido.
55
Particularmente neste trabalho, foi empregado um difusor do tipo cônico, com as
características descritas a seguir.
ƒ
Parâmetros do difusor
A determinação das características do difusor e a avaliação da eficiência podem ser
obtidas através de diagramas, conforme ilustrado na Figura 4.9, além de algumas relações
matemáticas.
Com base nos valores de AR e L⁄R do diagrama da Figura 4.9, podem ser relacionados
os três principais parâmetros geométricos de um difusor do tipo cônico através da Equação
4.48 (LEFEBVRE, 1998).
4.48 1
2
4.48 Contudo, de maneira a automatizar o projeto de difusores e reduzir a dependência dos
diagramas, foram empregadas relações matemáticas empíricas que garantissem maior
eficiência e consequentemente melhor recuperação da pressão estática.
Figura 4.9 Difusor cônico com baixo fator de bloqueio e Mach (JAPIKSE e BAINES, 1998).
56
Uma das relações empíricas existentes é baseada na linha de máxima recuperação da
pressão estática,
, conforme mostrado na Figura 4.9, diferente do parâmetro
que não
representa esta máxima recuperação. Para difusores do tipo cônico, ela pode ser descrita a
partir de algumas grandezas, iniciando com a Equação 4.49.
,
4.49 ,
1
4.49 A Equação 4.49 pode ser reescrita em função dos ângulos de divergência e da razão de
áreas empregada, conforme descrito pelas Equações 4.50 e 4.51 (LEFEBVRE, 1998).
4.50 4.50 4.51 ,
1
4.51 0, a Equação 4.51 se reduz a:
Para o caso de difusores cônicos onde
1
4.52 ,
4.52 Em termos do comprimento adimensional, para os difusores cônicos tem-se:
4.53 1 √
Considerando que a razão de áreas,
4.53 , está definida em função da velocidade de
entrada na câmara de combustão e também pela velocidade desejada na saída do difusor, o
ângulo para recuperação máxima da pressão estática foi calculado através da Equação 4.52.
Em seguida, o comprimento adimensional finalmente pode ser obtido pela Equação 4.53.
Contudo, como em alguns casos o comprimento adimensional tende a ser
excessivamente grande para recuperar o máximo da pressão estática, é deixada a cargo do
projetista a escolha de outro ângulo, diferente daquele calculado pela Equação 4.52, com
objetivo de reduzir o comprimento do difusor.
ƒ
Fator de perda de pressão no difusor
O fator de perda de pressão no difusor, ∆P
⁄q
, representa a resistência do fluxo ao
atravessar o componente, sendo calculado pela Equação 4.54, empregando alguns parâmetros
de projeto anteriormente definidos.
57
∆
4.54 ∆
∆
∆
4.54 4.4. Projeto do Bico Injetor
Existem diversas configurações para o projeto do um bico injetor, que variam,
sobretudo de acordo com o combustível empregado. Se o combustível estiver na fase líquida,
a geometria do bico injetor deve necessariamente preparar o combustível antes do momento
da queima, promovendo o processo de nebulização do mesmo. Contudo, se o combustível
estiver na fase gasosa, como é o caso deste projeto, o combustível já está adequado para a
queima, tornando o projeto do bico mais simplificado.
Neste sentido, foram empregados alguns parâmetros. Dentre eles, a pressão total de
injeção foi considerada com valor igual ao da pressão total de entrada na câmara, assegurando
que o combustível seja introduzido na região de queima. Outro parâmetro empregado foi a
vazão mássica de combustível, que foi obtida a partir de um balanço termoquímico para uma
dada temperatura de chama desejada. Por último, para se determinar a velocidade de injeção
desejada, os cálculos foram baseados na velocidade de queima laminar do metano, a partir da
razão de equivalência da zona primária, conforme Equação 4.55 (LIAO et al., 2004).
4.55 _
177,43
340,77
123,66
0,2267 4.55 Finalmente, com base nas grandezas citadas anteriormente, o diâmetro do injetor para o
caso de um combustível gasoso pode ser definido. Este diâmetro normalmente está entre 10%
a 15% do diâmetro de referência,
, conforme pôde ser verificado após os cálculos
(LEFEBVRE, 1998). Quanto ao posicionamento do injetor, foi escolhida a região central do
swirler.
4.5. Projeto do Swirler
O comportamento e a distribuição do escoamento de ar na zona primária são essenciais
para a estabilização da chama e ignição. Conforme descrito por Lefebvre (1999) existem
58
inúmeros mecanismos normalmente empregados, onde sua característica principal consiste na
criação de um fluxo reverso ou vórtices, a fim de promover uma recirculação dos gases
quentes com a mistura ar/combustível que está sendo introduzida na zona primária. Além
disso, esta configuração se estende ao longo de todo o tubo de chama, através dos
mecanismos de diluição.
De acordo com a Figura 4.10 e Figura 4.11, tem-se algumas configurações do
escoamento na zona primária e arranjos empregados para criar esta recirculação.
Figura 4.10 Padrão de escoamento na zona primária
a) jato oposto b) redemoinho estabilizado c) combinação de a e b (LEFEBVRE, 1998).
Figura 4.11 Métodos de criação de zonas de recirculação e vórtices (LEFEBVRE, 1998).
Um mecanismo largamente empregado e que promove de maneira efetiva a criação dos
vórtices é conhecido como swirlers, normalmente posicionados ao redor do injetor, próximo
da região do domo. Tal mecanismo cria uma zona de baixa pressão no centro do fluxo, a partir
de uma força centrífuga, durante a passagem do fluxo. Em certo ponto a jusante, a região de
baixa pressão no centro do fluxo inicia um processo conhecido como colapso de vórtice,
promovendo a zona de recirculação (ELDRAINY et al., 2009).
59
Existem dois tipos de swirlers mais empregados, axial e radial, conforme mostrados na
Figura 4.12, e que podem apresentar palhetas curvas ou planas.
Figura 4.12 Detalhe dos tipos de swirlers (LEFEBVRE, 1998).
De acordo com a Figura 4.13, tem-se um novo conceito de swirler, onde o tipo radial
contribui com uma componente tangencial ao fluxo, melhorando o processo de mistura
Figura 4.13 Detalhe da geometria do swirler e o comportamento das linhas de corrente para o
tipo axial (ELDRAINY et al., 2009).
Dentre as diversas abordagens empregadas no cálculo preliminar da geometria do
swirler, aquela baseada na perda de pressão e desenvolvida Lefebvre (1998) está descrita pela
Equação 4.56.
4.56 ∆
4.56 Onde,
Ângulo de giro do escoamento ou turning angle (ângulo que o escoamento é
defletido ao passar por uma palheta)
1,30 (lâminas finas e planas) e 1,15 (lâminas finas e curvas)
60
Contudo para se obter a área frontal do swirler,
, através da Equação 4.56, resta
⁄
que pode ser obtido através da
definir o fator de perda de pressão no swirler, ∆
Equação 4.57 (LEFEBVRE, 1998).
∆
4.57 Onde, ∆
⁄
∆ ⁄
∆
∆
∆
– ∆
4.57 = Fator de perda de pressão no combustor;
= Fator de perda de pressão no snout;
⁄
= Fator de perda de pressão no difusor.
Analisando a Equação 4.57, o fator de perda de pressão no combustor e no difusor já
foram definidos e calculados anteriormente, restando apenas definir a perda de pressão total
no snout. Este valor pode ser considerado em torno de 25% da pressão dinâmica de referência,
resultando em, ∆P ⁄q
0,25 (LEFEBVRE, 1998). Ainda de acordo com o autor, esta
consideração é válida, pois o snout normalmente empregado apresenta uma geometria
“suave”. Contudo, se for empregado uma placa perfurada como snout, esta porcentagem deve
ser aumentada.
Com base no que foi descrito anteriormente e a partir da Equação 4.58, o fator de perda
de pressão no snout, ∆ ⁄
, pode ser obtido e consequentemente, o fator de perda de
pressão no swirler, dado pela Equação 4.57.
∆
4.58 ,
0,25
4.58 Finalmente, para obter a área frontal do swirler através da Equação 4.56, resta definir a
porcentagem da vazão mássica que atravessa o componente e o formato das pás. Lefebvre
(1998) sugere como estimativa inicial, 7% do total de ar que entra na câmara da combustão.
Também foram consideradas pás retas com ângulo de giro do escoamento ou turning angle,
dentro de uma faixa de valores entre 45º e 60º. Por último, foi considerado o ou ângulo de
montagem da palheta ou stagger angle, igual ao ângulo de giro, para efeito de simplificação.
A partir das considerações anteriores a área frontal do swirler,
, pode finalmente ser
obtida. Porém, devido a incerteza existente na quantidade real de ar que atravessa o swirler, é
comum considerar no projeto do swirler um aumento da ordem de 50% na área frontal
calculada (LEFEBVRE, 1998).
61
4.5.1
Diâmetro externo do swirler
A área e o respectivo diâmetro do swirler calculados no início da Seção 4.5, não
consideraram o injetor do combustível localizado na região central. Desta forma, com o
diâmetro interno do swirler igual ao diâmetro do injetor de combustível, resta calcular o
diâmetro externo do swirler, que corresponderá a mesma área frontal obtida pela Equação
4.56. Em geral, o diâmetro externo do swirler encontra-se geralmente próximo de 30% da
área de referência, conforme verificado após os cálculos (LEFEBVRE, 1998).
4.5.2
Número de Swirl alternativo
Lefebvre (1998) propôs um critério adimensional que caracteriza a quantidade de
rotação transferida ao fluxo, conhecido como Número de Swirl, calculado através da Equação
4.59, tornando possível quantificar a eficiência do swirler no giro do escoamento.
4.59 Onde,
4.59 = fluxo axial da quantidade de movimento angular
= fluxo axial da quantidade de movimento linear
Para Lefebvre (1998), na condição de números de swirler
0,4 (swirler pobre), não
existirá recirculação do fluxo. Desta forma, na prática, os swirlers de interesse operam com
0,6, e na maioria dos casos, está posicionado anularmente ao
forte recirculação, ou seja,
redor do injetor de combustível. Considerando o ângulo das pás,
(1998), relacionam o ângulo
e
, constante, Lefebvre
através da Equação 4.60.
,
,
4.60 ,
,
Onde, D ,
D
,
Diâmetro do centro;
Diâmetro externo do swirler (coroa).
4.60 62
4.6. Projeto da Zona de Recirculação
A zona de recirculação desempenha um papel fundamental no processo de combustão,
destacando-se pelo favorecimento do processo de mistura ar/combustível e ancoragem da
chama. Conforme detalhado na Figura 4.14, a zona de recirculação esta representada por
círculos imaginários dentro na zona primária.
Figura 4.14 Detalhe da região de recirculação dentro da zona primária (LEFEBVRE, 1998).
4.6.1
Comprimento da zona de recirculação
Escola de Combustão (2009) revela que a determinação do comprimento da zona de
recirculação,
, é de difícil obtenção analítica. Porém, com base em dados experimentais e
estatísticos, este comprimento assume tipicamente valores entre duas vezes o diâmetro
externo do swirler,
4.6.2
,
, e o comprimento da zona primária,
.
Ângulo de inclinação e comprimento do domo
O ângulo de abertura e o comprimento do domo podem ser calculados através das
Equações 4.61 e 4.62 (Escola de Combustão, 2009). Dentre outras funções, o domo é
63
responsável por uniformizar e reduzir a velocidade do fluxo após a mistura do ar com
combustível, com objetivo de manter a chama localizada na zona primária
,
4.61 ,
,
,
4.61 4.62 ú
,
4.62 Continuando com o projeto da zona de recirculação, resta definir a localização de uma
fenda que deverá ser posicionada na parede do domo, contribuindo para a ancoragem da
chama e resfriamento da parede. Contudo, existe uma incerteza na posição correta desta
fenda, que segundo Lefebvre (1998) deve estar localizada no primeiro 1/3 do domo.
4.7. Projeto da Zona Primária
4.7.1
Distribuição das vazões mássicas de ar na zona primária
O procedimento empregado para obter a distribuição de ar na zona primária foi
semelhante ao utilizado no cálculo da temperatura de chama adiabática, conforme
esquematizado pela Figura 4.15.
Durante um projeto de uma câmara de combustão, a distribuição das vazões mássicas na
zona primária é um parâmetro decisivo, pois deve garantir uma quantidade suficiente de ar
que atenda o processo de combustão, sirva para ancorar a chama, além de resfriar as paredes
do tubo de chama (LEFEBVRE, 1998).
Com base na Figura 4.15, a quantidade de ar necessária à zona primária foi chamada de
“Ar de Combustão”, identificada como item 3.5. Contudo, o ar destinado a zona primária
deve ser divido em diversos caminhos tais como swirler, resfriamento do domo e orifícios,
conforme descrito na Tabela 4.2.
64
Figura 4.15 Esquema representativo dos balanços de massa em cada zona.
Inicialmente, a forma de distribuição das massas de ar empregou alguns valores
mostrados na Tabela 4.2 (LEFEBVRE, 1998). Porém, como a quantidade de ar destinada à
zona primária neste trabalho varia conforme o coeficiente de excesso de ar atribuído pelo
projetista, portanto difere dos 25% normalmente indicados por Lefebvre (1998). Assim, foi
considerada neste projeto da câmara, a mesma proporcionalidade sugerida pelo autor, de
modo a garantir que os resultados sejam coerentes.
Tabela 4.2 Distribuição das vazões mássicas na zona primária
4.7.2
Regiões
Quantidade
Swirler
7,00
%
Resfriamento domo
2,92
%
Resfriamento parede
7,01
%
Orifícios na zona primária
8,07
%
Total
25,00
%
Projeto dos furos de entrada de ar
Para distribuir as massas de ar ao longo do tubo de chama, são necessários diversos
orifícios, cujo projeto emprega as seguintes grandezas (LEFEBVRE, 1998).
ƒ
4.63 Fator de perda de pressão
1
2
4
4
4.63 65
Na Equação 4.63, o parâmetro corresponde ao fator de perda da quantidade de
movimento, que varia conforme a característica geométrica do orifício, ou seja, se canto vivo
ou orifício do tipo plano,
O parâmetro
0,8. Senão, se canto convexo ou do tipo rebaixado,
⁄ , onde o fator
na Equação 4.63 é determinado por
0,6.
é conhecido
como razão de passagem. Este último fator corresponde a uma razão entre a vazão mássica
total que deverá entrar pelos orifícios de uma fileira e aquela que atravessa a região anular, ou
⁄
seja,
. Já o parâmetro
representa um quociente entre a área total de diluição, a
ser determinada na Equação 4.66, e a área anular.
ƒ
Coeficiente de descarga no orifício
4.64 ,
ƒ
4.64 Ângulo de incidência do jato de diluição
4.65
4.65 ƒ
Perda de pressão através do orifício para escoamento incompressível
,
4.66 ,
4.66
Onde, o valor da perda de pressão no orifício, Δ , é resultado da perda de pressão no
tubo de chama, Δ
, dividida igualmente nas três zonas.
A partir dos parâmetros definidos anteriormente, a determinação do diâmetro, da
quantidade de orifícios e de sua disposição ao longo do tubo de chama podem ser calculados a
partir de um processo iterativo, através dos seguintes passos:
a) Calcular a razão de passagem ou parâmetro .
b) Atribuir um coeficiente de descarga arbitrário para o orifício.
c) Determinar através da Equação 4.66, a área total de diluição do anel,
,
.
d) Calcular a razão de área, .
e) Obter o fator de perda de pressão, .
f)
Determinar o valor do coeficiente de descarga,
, através da Equação 4.64.
g) Reinserir o valor do coeficiente de descarga calculado na etapa anterior na etapa
(b), até que interativamente o valor calculado seja igual ao estimado.
66
Finalmente, seguindo as etapas descritas, os orifícios de diluição podem ser
corretamente definidos, restando ao projetista a escolha do número de anéis e de orifícios.
4.7.3
Comprimento da zona primária
O comprimento da zona primária pode ser obtido através de um intervalo de valores,
entre aproximadamente 2/3 a 3/4 do diâmetro do tubo de chama (LEFEBVRE, 1998). Logo,
foi considerado como valor inicial para o comprimento da zona primária, o valor máximo do
intervalo dado pela Equação 4.67, de modo a favorecer o processo de combustão, dando-lhe
maior espaço e tempo para finalizar as reações.
4.67 4.67 4.8. Projeto da Zona Secundária
4.8.1
Razão de equivalência na zona secundária
A determinação precisa dos parâmetros de combustão na zona secundária é de difícil
solução, devido ao complexo processo químico envolvido. Nesta região, algumas reações
parciais iniciadas na região do domo e próximas do bico injetor podem ainda não terem sido
finalizadas, em função das características da cinética química ou do espaço físico existente.
Idealmente, este espaço se concentra desde a região do domo até o final da zona primária.
A razão de equivalência da zona secundária,
, devido ao próprio processo de
diluição, deve ser mais pobre em comparação com a zona primária. Lefebvre, (1998) sugere
como aproximação inicial um valor ligeiramente pobre, em torno de 0,8. Por outro lado, a
condição mais rica permitida na zona primária, a partir da qual a emissão de combustível não
queimado seria elevada é de 1,5. Logo, considerando estes extremos, pode-se estimar a
condição existente na zona secundária a partir do valor considerado para a zona primária,
conservando a proporção.
67
4.8.2
Comprimento da zona secundária
Existem duas abordagens que podem ser consideradas para a definição do comprimento
da zona secundária,
. Lefebvre, (1998) sugere que o comprimento pode ser aproximado
como 1/2 a 3/4 do diâmetro do tubo de chama.
4.9. Projeto da Zona de Diluição
4.9.1
Comprimento da zona de diluição
O comprimento da zona de diluição pode ser obtido através de diagramas ou
analiticamente pela Tabela 4.3.
Tabela 4.3 Dados para o cálculo do comprimento da zona de diluição (LEFEBVRE, 1998).
∆
⁄
⁄
3,78
15
6
20
3,83
11,83
13,4
30
2,96
9,86
13,3
50
2,718
12,64
28,51
Contudo, resta definir um parâmetro conhecido como Qualidade Transversal de
Temperatura,
possuem
, dado pela Equação 4.68. Usualmente, turbinas a gás de uso industrial
0,1, podendo variar dentro do intervalo de valores de 0,05 a 0,30
(LEFEBVRE, 1998).
4.68 4.68 Ainda de acordo com a Equação 4.68, pode-se obter a temperatura de pico máxima
aceitável na saída da câmara de combustão para
4.69 0,1, calculada da seguinte maneira:
4.69 68
A partir dos valores obtidos anteriormente e com auxilio da Tabela 4.3, foi possível
determinar o comprimento da zona de diluição através do fator de perda de pressão
empregado.
4.10. Distribuição de Temperatura na Câmara
4.10.1 Cálculo da temperatura de chama
Para este cálculo, o combustor é dividido em quatro seções: zona de recirculação, zona
primária, zona secundária e zona de diluição, conforme sugerido por Lefebvre (1998).
Considerando uma taxa de reação finita e uma contínua adição de ar frio ao longo do tubo de
chama, pode-se considerar a distribuição de temperaturas como linear. Logo, para cada seção,
a temperatura local será estimada a partir de uma variação linear entre a temperatura de
entrada e de saída, ou seja, entre
ƒ
e
.
Zona de recirculação
Foi considerado que a temperatura mínima nesta região pode ser dada pela temperatura
de entrada dos gases na câmara de combustão,
, e a máxima temperatura encontrada será
aquela correspondente a uma mistura estequiométrica, . Desta forma, a temperatura dos
gases que irão atingir a zona primária corresponderá a uma média entre o valor de
e
,
conforme definido pelas Equações 4.70 e 4.71.
4.70 4.71 ,
Na Equação 4.71, o termo
,
4.70 ∆
4.71 representa a eficiência da combustão ao longo desta
região, podendo ser definido através da Equação 4.72.
4.72 Onde,
0,56
0,44 Pressão estática na entrada
1,547510
108 1863 4.72 69
Com relação à Equação 4.71, a temperatura
,
pode ser considerada como a
,
mais alta temperatura possível nesta região. Contudo, pelo fato desta região apresentar um
fluxo muito agitado, este valor de temperatura é restrito somente a um pequeno local dentro
desta região (LEFEBVRE, 1998). Desta forma, a temperatura estimada para a região de
recirculação pode ser obtida através da Equação 4.73.
4.73 ,
ƒ
,
,
4.73 Restante da zona primária
A determinação da temperatura de chama na zona primária foi definida a partir do
coeficiente de excesso de ar atribuído pelo projetista. Desta forma, foi calculada a razão
equivalência associada a esta condição e, a partir do esquema mostrado na Figura 4.15 e
detalhado na Seção 4.7.1 deste trabalho, a temperatura de chama nesta região pode ser
definida.
ƒ
Zona secundária
O complexo processo de combustão torna difícil a determinação precisa da composição
química dos gases quentes e, consequentemente, da temperatura de chama na zona secundária.
Assim, o ganho de temperatura calculado a partir da temperatura de saída da zona primária
corresponde a uma incógnita, uma vez que as reações parciais da combustão não foram
consideradas neste projeto. Logo, foi uma metodologia semelhante aquela empregada na zona
primária.
Conforme ilustrado na Figura 4.15, toda a câmara de combustão foi dividida em seções
e nelas foram aplicadas as Equações da Conservação de Energia e da Continuidade. Ao final,
tornou-se possível estimar as vazões mássicas e a temperatura dos gases em diversos pontos
da câmara de combustão.
ƒ
Zona de diluição
A distribuição de temperatura na zona de diluição foi definida de forma semelhante às
demais zonas, aplicando as equações para o balanço de energia e massa.
Finalmente, com a distribuição de temperatura estimada a partir dos cálculos anteriores,
tornou-se possível desenvolver a Figura 4.16, identificando as temperaturas existentes em
cada região de acordo com os dados de entrada empregados.
70
Figura 4.16 Exemplo da distribuição de temperaturas ao longo câmara de combustão.
71
5. Capitulo 5
PLANILHA EXCEL® DESENVOLVIDA
A partir da metodologia detalhada ao longo do Capitulo 4, serão apresentadas neste
momento as diversas telas da planilha Excel® desenvolvida, esclarecendo alguns aspectos
básicos do funcionamento da mesma juntamente com a organização estabelecida.
5.1. Organização da Planilha Excel®
Diante dos inúmeros detalhes envolvidos no projeto de câmara de combustão de turbina
a gás, os cálculos foram distribuídos em diversas abas na planilha Excel®, estruturada
conforme o esquema mostrado na Figura 5.1. Tal esquema foi inspirado na metodologia
proposta por Lefebvre (1998), que além de traduzir a vasta experiência do autor em projetos
de câmaras de combustão, considera abordagens de diferentes de outros autores.
72
Figura 5.1 Organização da metodologia na planilha Excel®.
A partir da organização mostrada na Figura 5.1, a tela inicial da planilha Excel®
corresponde a um Menu de Atalhos, conforme mostrado pela Figura 5.2, com objetivo de
facilitar o avanço através das diversas abas criadas.
Figura 5.2 Tela inicial da planilha Excel® desenvolvida.
73
A partir das necessidades de cada projeto, a Tabela 5.1 reúne os principais dados de
entrada necessários ao funcionamento da planilha.
Tabela 5.1 Dados de entrada da planilha.
Parâmetros necessários
Parâmetro
Unidade
Vazão Mássica de Ar Total
m_ar_full
kg/s
Temperatura Entrada na CC
T_3
K
Pressão Total na Entrada na CC
P_3
bar
Pressão Estática na Entrada da CC
p_3
bar
N
-
m_comb
kg/s
Temperatura do Combustível na Entrada
T_c
K
Pressão Total do Combustível na Entrada
P_c
bar
V_fuel
m/s
Temperatura de saída da CC
T_4
K
Perda de Pressão na CC (%
Delta_P3-4/P_3
-
P_4
bar
T_ref
K
Temperatura Ambiente
T_1
K
Pressão Ambiente
P_1
bar
Gama_ar
-
UR
%
m_ar
Kg/s
Razão de Pressão
RP
-
Velocidade de Entrada do Ar
V_3
m/s
D_saída
m
Efic. Comb.
-
Número de Câmaras (se multi-tubular)
Vazão Mássica de Combustível
Velocidade de injeção do combustível
Pressão Total de Saída da CC
Temperatura de Referência
Razão de calor específico para o Ar
Umidade Relativa
Vazão Mássica de Ar por câmara
Diâmetro na saída
Eficiência da combustão
A Figura 5.3 mostra os dados de entrada dispostos na planilha, sendo permitido ao
projetista alterar aqueles destacados na cor verde. Também, cabe ao projetista escolher a
composição desejada para o combustível, seja a partir de algumas composições cadastradas ou
não.
74
Figura 5.3 Tela mostrando os dados de entrada necessários à planilha Excel®.
Com os dados de entrada inseridos, a planilha pode iniciar os cálculos nas outras abas.
Uma delas, mostrada na Figura 5.4, é reservada aos cálculos dos parâmetros de referência.
Inicialmente, conforme descrito na Seção 4.2 - Dimensões Preliminares do Combustor, é
calculada a área de referência, considerando a abordagem aerodinâmica e a combustão. Ao
final, a planilha automaticamente indica e considera o maior valor obtido. Também, os
parâmetros de pressão e a distribuição da perda de carga ao longo da câmara são calculados
nesta aba. Por último, alguns parâmetros de referência relacionados às características do
escoamento como velocidade e número de Mach também são calculados.
Foi criada uma aba específica para o cálculo das diversas seções da câmara, descrito em
detalhes no item 4.2.2 - Determinação das seções, deste trabalho, destacando uma parte dela
na Figura 5.5. De acordo com a Figura 5.5, a câmara de combustão foi dividida em seções e,
para cada seção, foram calculados inúmeros parâmetros como velocidade, pressão, massa
específica, dimensões básicas e distribuição das massas de ar, que serviram para obtenção de
outras grandezas.
75
Figura 5.4 Aba destinada aos parâmetros de referência e características do escoamento.
Figura 5.5 Aba para cálculo das diversas seções da câmara.
76
A tela dedicada ao projeto do Difusor está mostrada na Figura 5.6. Nela, estão contidos
todos os cálculos empregados, alimentadas com dados obtidos pelas abas anteriores.
Figura 5.6 Aba dedicada ao projeto do difusor
De maneira semelhante, todos os cálculos relacionados ao projeto do swirler são
realizados na aba descrita na Figura 5.7. Antes de prosseguir com as abas dedicadas aos
projetos das zonas de recirculação e primária, torna-se necessário calcular a temperatura de
chama adiabática, calculada na aba mostrada na Figura 5.9, a fim de estabelecer a condição de
queima da câmara. Logo, parte da massa de ar que entra na câmara de combustão foi desviada
para se obter a condição estequiométrica, e o restante, foi considerado simplesmente como ar
de diluição.
77
Figura 5.7 Aba dedicada ao projeto do swirler.
Para a definição da temperatura de chama adiabática, um processo iterativo foi
empregado pela planilha Excel®. Como no início se desconhece a vazão mássica de
combustível necessária para elevar a temperatura da massa fluida, a planilha inicia o processo
com um valor arbitrário, porém suficientemente pequeno. Em seguida, após o usuário
escolher a composição do combustível, a planilha realiza um balanço químico entre os
reagentes e o ar, considerando uma reação completa, resultando em CO2, H2O e N2 nos
produtos. Por fim, são calculadas as entalpias absolutas dos compostos e iterativamente, a
temperatura dos produtos foi variada até que a entalpia absoluta dos produtos se iguale à dos
reagentes.
Contudo, para se obter a vazão mássica de combustível necessária, foram feitos
balanços de massa e energia no esquema detalhado na Figura 5.8. Neste esquema, a vazão
mássica de ar proveniente do compressor se divide entre o ar estequiométrico e o ar de
diluição antes de se misturarem próximo da entrada da turbina. Assim, com a aplicação do
balanço de energia e massa, consegue-se reajustar o valor de vazão mássica adotado
78
inicialmente e reiniciar o processo iterativo até que a temperatura de chama adiabática seja
obtida. De acordo com a Figura 5.8 tem-se:
Figura 5.8 Esquema da distribuição de massas de ar empregado nos cálculos de estequiometria
e temperatura de chama adiabática.
Figura 5.9 Aba responsável pela determinação da temperatura adiabática de chama.
De modo a verificar os valores encontrados pela planilha Excel®, foram feitas
comparações com alguns programas comercialmente disponíveis, tais como o programa
GASEQ® (versão 0.79) e o VULCANO® (versão 1.1).
O programa GASEQ® é uma versão simplificada do Método de Minimização da
Energia Livre de Gibbs (Método Lewis - NASA) e disponibilizada na internet em
<http://www.gaseq.co.uk>. Este programa possui uma biblioteca formada por 127 espécies
químicas. A modelagem da reação neste programa considera que a reação de combustão
realiza-se em um meio limitado por paredes adiabáticas, conforme o equacionamento
proposto por Alencar (2007).
VULCANO® v1.1 é um programa de combustão industrial fornecido pela Dynamis®,
79
que permite simular o uso de diversos combustíveis em processos industriais (ao menos 80
combustíveis) como câmaras de combustão, sistema de secagem e geração de gases quentes.
Finalmente, a aba responsável pelo projeto da zona primária, mostrada na Figura 5.10,
contém todos os cálculos que foram empregados. Inicialmente foi definida a condição de
desejada de queima, através da temperatura de queima, estimada pelo excesso de ar informado
pelo projetista. Juntamente com as condições estabelecidas e detalhadas por Lefebvre (1998)
nas seções anteriores, puderam ser definidas a distribuição das massas de ar, o tamanho da
zona primária e o projeto dos orifícios de diluição.
Figura 5.10 Aba dedicada ao projeto da zona primária.
As abas referentes ao projeto da zona secundária e de diluição empregam uma estrutura
semelhante aquela mostrada na Figura 5.10. Contudo, as principais diferenças se encontram
na determinação da temperatura de chama, devido a dificuldade de se caracterizar os produtos
da combustão vindos da zona primária e assim, poder definir precisamente qual a razão de
equivalência empregada. Desta forma, foi considerado que as reações químicas iniciadas na
80
zona primária tenham se completado até o final desta região, o que resulta em uma combustão
completa. Neste caso, de maneira simplificada, a temperatura pode ser estimada a partir da
aplicação das equações do balanço de massa e de energia no esquema da Figura 4.15.
Finalmente, de acordo com a Figura 5.11, tem-se um resumo da distribuição de
temperaturas ao longo da câmara de combustão, com resultados coletados nas diversas abas
mostradas anteriormente. De modo ilustrativo, foi criado um gráfico identificando a variação
de temperatura entre cada região definida.
Figura 5.11 Aba contendo a distribuição de temperaturas no combustor.
81
5.2. Obtenção da Geometria no SolidWorks™
Após desenvolver toda a metodologia e automatizá-la na planilha Excel® conforme
descrito na Seção 5.1, todas as dimensões da câmara foram calculadas, restando construir o
modelo sólido da câmara de combustão desenvolvida.
Foi empregado neste trabalho o programa de modelagem SolidWorks™, pois dentre
inúmeras potencialidades existentes, este programa possui uma ferramenta de interface com o
Microsoft Excel®, que permite a atualização das dimensões do modelo a partir dos valores
contidos em uma planilha Excel® externa.
Neste sentido, os diversos dados geométricos da câmara de combustão calculados pela
planilha Excel® foram então convertidos no sólido mostrado na Figura 5.12.
Figura 5.12 Modelo sólido da câmara de combustão desenvolvida e do tubo de chama.
De acordo com a Figura 5.13, pode ser observado o modelo sólido sendo desenvolvido a
partir da tabela de projeto em anexo.
Figura 5.13 Detalhe da planilha de projeto ligada ao SolidWorks™.
82
6. Capitulo 6
DINÂMICA DOS FLUIDOS COMPUTACIONAL
Ao longo deste capítulo serão mostrados alguns aspectos básicos sobre a simulação
numérica, enfatizando o uso das ferramentas de dinâmica dos fluidos computacional no
projeto de câmaras de combustão. Serão descritos os tipos de malha existentes, bem como os
modelos de combustão e turbulência empregados.
6.1. Introdução à Simulação Numérica
As grandes áreas que envolvem o estudo dos problemas práticos de escoamento estão
contidas na Fluidodinâmica, destacando-se a aerodinâmica, termodinâmica, hidráulica dentre
outras. Normalmente, estas análises são feitas através da comparação de dados obtidos de
experimentos ou a partir de simulações numéricas envolvendo a aplicação de métodos
teóricos.
Em situações envolvendo escoamentos laminares, os modelos matemáticos são
relativamente simples, empregando as equações do princípio da conservação de massa e da
quantidade de movimento. Estas equações são deduzidas e resolvidas a partir de um balanço
de forças/quantidade de movimento a um volume infinitesimal de fluido ou ainda, a um
elemento representativo de volume. Contudo, como grande parte dos escoamentos presentes
no meio industrial é de natureza turbulenta e, portanto, com alto grau de complexidade, novos
83
modelos matemáticos devem ser incorporados aos modelos laminares, a fim de representar
fielmente as características do escoamento.
Porém, quando os resultados da simulação numérica divergem da realidade dos
problemas físicos, os erros devem ser analisados. Tais erros podem ser causados tanto pela
simulação numérica quanto pela escolha inadequada do modelo, que devem ser verificados.
Neste sentido, a modelagem computacional utiliza um conjunto de métodos, de
ferramentas e de formulações direcionadas à solução de problemas complexos, envolvendo
um grande número de variáveis. Na maioria dos casos, estes modelos nem sempre possuem
solução analítica, sendo necessária a utilização de métodos de discretização para se obter a
solução aproximada destas equações. Estes métodos consistem basicamente em transformar as
equações diferenciais em um sistema de equações algébricas.
Dentre as técnicas de soluções numéricas que permitem discretizar o domínio físico em
um sistema de equações algébricas no espaço e no tempo, destaca-se a Dinâmica de Fluidos
Computacional, CFD, detalhada a seguir
6.2. Dinâmica dos Fluidos Computacional
A Dinâmica dos Fluidos Computacional, CFD, consiste em uma ferramenta que contém
modelos matemáticos e métodos numéricos, utilizada para simular o comportamento de
sistemas que envolvem o escoamento de fluidos, trocas térmicas, dentre outros processos. Ela
abrange os principais métodos de discretização normalmente empregados, como o Método da
Diferenças Finitas, MDF, de Volumes Finitos, MVF, e de Elementos Finitos, MEF
(RODRIGUES, 2009). Diversos modelos de turbulência e de combustão também fazem parte
da ferramenta CFD, com objetivo de melhor traduzir o fenômeno físico de interesse.
6.2.1
Modelos de turbulência
Em linhas gerais, a turbulência corresponde a um fenômeno altamente difusivo que
ocorre a elevados números de Reynolds, produzindo movimentos aleatórios das partículas de
fluido, largamente encontrado em projetos industriais. Os modelos de turbulência mais
comumente utilizados são: o modelo k-ε, RNG k-ε, SST - Shear Stress Model e RSM -
84
Reynolds Stress Model, que devem ser empregados de acordo com as condições de contorno
do problema físico em estudo, mediante validações com dados experimentais.
Rodrigues (2009) apresentou a validação dos modelos de turbulência, k-ε, RNG k-ε e
SST, a partir das simulações descritas na Figura 6.1.
Modelo de turbulência k-ε
Modelo de turbulência RNG k-ε
Modelo de turbulência SST
Figura 6.1 Distribuição da velocidade para os modelos k-ε, RNG k-ε e SST, respectivamente.
(RODRIGUES, 2009).
Foram comparados alguns valores de velocidade distribuídos em determinados pontos
com resultados experimentais da Floxcom®, cujo desvio pode ser observado pela Figura 6.2.
Finalmente, o modelo de turbulência mais adequado para a câmara de combustão estudada foi
o SST, pelo menor Desvio Médio Padrão apresentado na Figura 6.2, cujo valor foi de 0,04
(RODRIGUES, 2009). Desta forma, este foi o modelo de turbulência empregado nas
simulações deste trabalho.
85
1
0.8
Desvio da magnitude de
velocidade Adimensional [1
0.6
0.4
0.2
RNG
K Epsilon
SST
0
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1
-0.2
-0.4
-0.6
-0.8
-1
x/L [1]
Figura 6.2 Desvio da magnitude da velocidade ao longo dos pontos de referência em relação ao
experimental para a câmara Floxcom®, considerando diferentes modelos de turbulência
(RODRIGUES, 2009).
6.2.2
Modelos de combustão
Existem diversos modelos de combustão disponíveis, que variam basicamente conforme
o tipo de chama em estudo, tais como Eddy Dissipation Model, EDM, Flamelet Laminar
Model, LFM, Finite Rate Chemistry Model, FRCM, dentre outros. Se a chama é do tipo
difusa, o modelo mais adequado é o Flamelet Model. Porém, se mistura tem característica de
pré-mistura, o modelo EDM apresenta bons resultados (RODRIGUES, 2009). Contudo, a
ferramenta ANSYS CFX® somente disponibiliza para o usuário, modelos de combustão
compatíveis com a composição do combustível utilizado. Neste caso, modelos como o EDM
são inicialmente empregados por serem mais abrangentes, tanto no tipo de chama quanto na
composição do combustível.
Conforme discutido nos modelos de turbulência, o processo de validação é importante
para a escolha do modelo mais adaptado ao problema físico. Assim, Rodrigues (2009)
comparou a distribuição de temperaturas em uma câmara tubular utilizando o modelo EDM
com
resultados
experimentais.
Como
mostrado
na
Figura
6.3,
foi
observada
experimentalmente, no plano de saída da câmara, uma temperatura de 680 K, enquanto que na
simulação realizada a temperatura média encontrada nesta mesma região foi de 558 K, porém
com uma temperatura máxima de 681 K. Desta forma, o modelo de combustão EDM é
adequado a este tipo de reação, sendo utilizado nas simulações deste trabalho.
86
Figura 6.3 Verificação da distribuição da temperatura na saída da câmara para a validação do
modelo de combustão (RODRIGUES, 2009).
6.2.3
Tipos de malha
O processo de geração da malha é de extrema importância no resultado final, pois
normalmente os resultados dependem diretamente da escolha correta do tipo de malha e de
seu refinamento.
ƒ
Malhas estruturadas
As malhas estruturadas possuem a vantagem de permitir fácil ordenação e, como
conseqüência, obter matrizes diagonais mais fáceis de serem resolvidas e mais eficientes
(RODRIGUES, 2009).
ƒ
Malhas não estruturadas
Uma discretização não-estruturada pode ser constituída de triângulos e quadriláteros,
tetraedros e hexaedros em 3D, respectivamente, e os volumes de controle podem ser sempre
criados pelo método das medianas, que consiste em unir os centróides dos elementos com os
pontos médios de seus lados São malhas versáteis, com facilidade de adaptar às geometrias
irregulares com cantos e saliências. Porém, este tipo de malha apresenta dificuldade de
ordenação, dando origem a matrizes não-diagonais (RODRIGUES, 2009).
ƒ
Refinamento de malha
Quanto maior for o refinamento da malha, maior será a precisão da resposta estudada,
como também, será maior o tempo de processamento dessas respostas. Numa malha mais
87
grosseira, pode-se não conseguir obter resultados satisfatórios, de acordo com a necessidade
requerida.
Em uma geometria complexa, cujos detalhes são importantes, deve-se tomar cuidado
com a malha escolhida, pois esta pode não ser adequada para o nível de precisão especificado.
Uma forma de se obter uma malha adequada a essa precisão, é a utilização de uma malha
híbrida, ou ainda, um refino de malha somente nas regiões mais complexas da geometria.
Para a verificação de adequação da malha ao modelo estudado é importante ter o
domínio do modelo físico, pois através de uma malha supostamente adequada, podem-se
obter resultados que não condizem com a realidade. Ou ainda, nem sempre uma malha muito
refinada é a solução para um resultado mais preciso.
6.3. Dinâmica dos Fluidos Computacional no CFX
O pacote computacional ANSYS CFX®, possui um conjunto de aplicações que
permitem a completa elaboração e a solução de um problema em CFD, sendo composto dos
seguintes ambientes mostrados na Figura 6.4:
ƒ
ICEM CFD para a construção das geometrias e geração de malha. A partir da
versão 11.0, tornou-se possível importar uma geometria previamente construída em CAD
(SolidWorks™, por exemplo).
ƒ
CFX-Pré, para o ajuste das condições de contorno (forças aplicadas, modelos de
turbulência e combustão, número de interações, dentre outros) da simulação;
ƒ
CFX-Solver, para a realização dos cálculos;
ƒ
CFX-Post, para visualização e análise dos resultados.
Figura 6.4 Estrutura de funcionamento de ANSYS CFX
88
7. Capitulo 7
SIMULAÇÕES NO ANSYS CFX® E
ANÁLISE DOS RESULTADOS
A partir da geometria da câmara de combustão criada no SolidWorks™ com auxílio da
planilha Excel®, são detalhadas neste capítulo as diversas simulações realizadas, empregando
o programa ANSYS CFX®, visando comparar os resultados obtidos.
7.1. Simulações Realizadas
Foram feitas diversas simulações a fim de comparar os resultados obtidos pela planilha
Excel®, além de identificar melhorias na geometria. Elas foram realizadas num cluster de 40
núcleos, distribuídos em 5 computadores, cada um com 8 processadores Intel Xeon Quad-core
5420 de 2,5 GHz/12MB, com 16-GB RAM. A licença do programa ANSYS® utilizada nas
simulações é do tipo educacional. A seguir, são relatadas em detalhes estas simulações.
7.1.1
Simulação 1: Projeto Base
Nesta simulação, a geometria da câmara de combustão foi projetada com os dados de
entrada mostrados na Tabela 7.1, empregados por Rodrigues (2009) para a simulação de uma
89
câmara de combustão de turbina a gás de 600 kW de potência. Esta simulação foi considerada
“base”, pois a geometria resultante não possui qualquer otimização.
Tabela 7.1 Dados de entrada da Simulação 1.
Parâmetros
Valor
Unidade
Vazão Mássica de Ar Total
4,288
kg/s
Temperatura Entrada na CC
461,0
K
Pressão Total na Entrada na CC
4,053
bar
Pressão Estática na Entrada da CC
3,899
bar
Vazão Mássica de Combustível
0,745
kg/s
Temperatura do Combustível na Entrada
430,0
K
Pressão Total do Combustível na Entrada
4,053
bar
Velocidade de injeção do combustível
15,0
m/s
Temperatura de saída da CC
1123,0
K
Perda de Pressão na CC
6,0
%
Eficiência da combustão
0,99
-
A composição química do combustível empregado nesta simulação esta descrita na
Tabela 7.2, cuja vazão mássica de combustível requerida foi calculada conforme descrito no
Capítulo 4.
Tabela 7.2 Composição do combustível empregado na Simulação 1 (GN GASPETRO®).
Componente
Fração mássica
CH4
0,8856
C2H6
0,0917
CO2
0,0065
C3H8
0,0042
N2
0,012
Considerando que a velocidade do fluxo na região de queima deve ser baixa, esta
primeira simulação apresenta os resultados de uma câmara com difusor longo, de modo a
reduzir a velocidade de chegada no swirler.
Conforme descrito anteriormente, a planilha Excel® permite ao projetista a escolha de
um difusor para uma maior recuperação da pressão estática ou de acordo com um ângulo de
90
divergência estabelecido, variando consequentemente seu comprimento. No caso desta
primeira simulação, foi escolhida inicialmente a máxima recuperação da pressão estática, que
resultou em um difusor com comprimento excessivamente grande, devido ao pequeno ângulo
de divergência de aproximadamente três graus, inviabilizando a construção da malha pelo
enorme esforço computacional exigido. Neste caso, foi atribuído ao difusor um ângulo de
divergência maior, da ordem de seis graus, reduzindo seu comprimento.
De acordo com o modelo sólido, pode ser observada uma possível influência do injetor
de combustível na velocidade do fluxo, devido a sua posição e seu elevado tamanho. Logo,
para minimizar tais efeitos, foi previsto um espaço vazio entre a saída do difusor e a
localização do injetor, conforme mostrado na Figura 7.1.
Figura 7.1 Detalhes da geometria simulada.
Ainda de acordo com a Figura 7.1, é possível notar que a região correspondente ao
snout foi retirada conforme indicado, pois durante os testes iniciais, a região estreita formada
entre o snout e o injetor de combustível provocou uma aceleração no fluxo, prejudicando o
comportamento do fluido na chegada à zona primária. Por último, foi inserido um anel
circular no interior da zona primária, de modo a reforçar uma recirculação no fluxo de ar e
assim, garantir que o mesmo permaneça na região de queima.
Conforme mostrado na Figura 7.2, a malha escolhida é não estruturada do tipo
tetraédrica, pois é a mais adaptada às geometrias complexas. Na malha global, foram
empregados elementos de tamanho 0,010m, com 15 iterações de ajuste da malha. Contudo,
em virtude dos inúmeros detalhes existentes, ainda foram feitos refinamentos nos furos de
diluição e nas pás do swirler, com tamanho máximo dos elementos de 0,008m. Ao final, a
malha criada resultou em 2,7 milhões de elementos dispostos em 4,6 mil nós.
91
Figura 7.2 Detalhes da malha gerada para a simulação 1.
Continuando com a preparação da geometria para a simulação 1, foram empregadas
algumas condições de contorno. Em virtude da composição do combustível empregado, GN
Gaspetro®, foi necessário importar da biblioteca do ANSYS® as seguintes listas de reações:
Ethane Air WD1, Methane Air WD1 NO PDF e Propane Air WD1. Como o combustível
corresponde a uma mistura de gases, deve ser criado de um novo material, acrescentando nele
os elementos químicos disponibilizados com a importação das listas de reações descritas
anteriormente.
Nesta simulação, foram empregados o modelo de turbulência SST e modelo de
combustão Eddy Dissipation. O modelo de turbulência foi escolhido pelos bons resultados
encontrados por Rodrigues (2009) em aplicações semelhantes à encontrada neste trabalho.
Quanto ao modelo Eddy Dissipation, este foi escolhido pelo fato de ser um modelo
abrangente e considerar, dentre outros fatores, um regime turbulento de queima além de uma
chama do tipo difusa. Por último o modelo de radiação atribuído foi o P1, também
recomendado por Rodrigues (2009). As considerações descritas estão resumidas na Tabela
7.3.
92
Tabela 7.3 Condições de contorno empregada na simulação 1.
Regiões
Entrada Ar Entrada Combustível
Saída
Unidade
Vazão mássica de ar
4,288
0,0754
-
kg/s
Fração Mássica de O2
0,232
0,0
-
-
Fração Mássica de C2H6
0,0
0,0097
-
-
Fração Mássica de C3H8
0,0
0,0042
-
-
Fração Mássica de CH4
0,0
0,8856
-
-
Fração Mássica de CO2
0,0
0,0065
-
-
Temperatura do Fluido
461
430
-
K
Pressão Estática Média
-
-
3,678
bar
Após a preparação da geometria e escolha das condições de contorno, os resultados da
Simulação 1 no ANSYS CFX® são descritas a seguir.
ƒ
Vetores velocidade no plano longitudinal YZ
Para se obter uma velocidade reduzida do escoamento na saída do difusor, este
componente foi projetado com uma velocidade do escoamento da ordem de 25,0 m/s na saída
Esta velocidade corresponde à mínima possível, pois a área máxima transversal disponível
esta limitada pela área de referência. Contudo, conforme pode ser visualizado através da
Figura 7.3, mesmo após ter aumentado o ângulo de divergência para reduzir o comprimento
excessivo do difusor, isto não teve efeito. Isto se deve principalmente devido a ocorrência de
um descolamento do fluxo próximo a parede, criando uma região de baixa velocidade e,
consequentemente, um canal na região central foi formado. Ainda, pode ser verificado que a
partir de um determinado local o processo de difusão foi interrompido, não promovendo mais
a redução da velocidade por parte do difusor, resultando em uma velocidade elevada na região
central e prejudicando o processo de mistura na região de queima.
Ainda de acordo com a Figura 7.3, pode ser observado a influência do injetor de
combustível no escoamento, chegando a interromper o escoamento na região superior, além
de promover uma velocidade elevada do escoamento na região inferior do swirler,
ocasionando um desbalanceamento nas massas de ar.
93
Figura 7.3 Vetores velocidade no plano YZ longitudinal
Foi posicionado um anel no interior do tubo de chama no final da zona primária, com
objetivo de recircular o ar de modo a favorecer o processo de mistura. Contudo, diante da
velocidade excessiva do escoamento após atravessar o swirler, o escoamento de ar arrastou
apenas uma pequena parte do combustível, permanecendo próximo das paredes do domo.
Desta forma, mesmo com o uso do anel, o escoamento de ar não recirculou para o interior da
zona primária misturando de forma efetiva com o combustível, ou seja, manteve-se na região
central.
Por último, o aumento da velocidade do escoamento na saída da câmara esteve de
acordo com os valores calculados pela planilha Excel®.
ƒ
Linhas de corrente partindo do injetor de combustível e do swirler
Através da Figura 7.4, pode ser observado que ocorreu uma boa mistura entre o
combustível e o ar na região primária, pela disposição das linhas de corrente.
Figura 7.4 Detalhe das linhas de corrente na zona primária para a Simulação 1.
94
Pode-se notar, pela Figura 7.5, a elevada velocidade do escoamento de ar prejudica uma
mistura eficiente com o combustível, pois uma maior parte do escoamento de ar contorna o
escoamento de combustível sem se misturar. Desta forma, a velocidade elevada do
escoamento de ar tende a arrastar a chama para o final da câmara.
Figura 7.5 Detalhe do fluxo de ar do swirler e encontrando com o combustível.
A aparente mistura verificada foi devida, em grande parte, ao anel posicionado no final
da zona primária, e não simplesmente como resultado da recirculação e da baixa velocidade.
Assim, se a velocidade do escoamento de ar fosse reduzida, a mistura teria sido melhor.
ƒ
Distribuição de temperatura no plano longitudinal YZ
De acordo com a distribuição mostrada na Figura 7.6, a temperatura da chama
apresentou valores elevados partindo das extremidades para a região central da câmara,
evidenciando a dificuldade de mistura do escoamento de ar com o combustível na região
primária verificada anteriormente. Assim, como o escoamento de ar arrastou somente uma
parte do combustível, o fato das temperaturas estarem elevadas nas extremidades está
coerente. Além disso, esta dificuldade de mistura reflete em uma chama mais longa, com altas
temperaturas próximas a parede e a saída da câmara.
95
Figura 7.6 Contorno temperatura ao longo dos planos longitudinais YZ.
Contudo, analisando a distribuição de temperaturas no plano de saída da câmara, através
da Figura 7.7, pode ser observado que existem alguns pontos com elevada temperatura, ainda
pequenos, mas que poderão afetar a integridade do material das palhetas da turbina. Em
média, a temperatura esteve com 1028,17 K, próxima do valor estimado pelos cálculos da
planilha Excel® e também de acordo com o valor estabelecido no projeto da câmara de
1123K.
Figura 7.7 Distribuição da temperatura na saída da câmara de combustão.
7.1.2
Simulação 2: Redução no comprimento do difusor
Devido aos problemas de descolamento do escoamento na parede do difusor e das
elevadas velocidades no canal formado na região central, foi simulado um difusor mais curto.
Como na primeira simulação, mesmo tendo projetado para uma velocidade de saída de 25
96
m/s, as simulações mostraram velocidade elevadas. Desta forma, priorizou-se um projeto com
uma velocidade de 40 m/s, garantindo uma boa difusão. Assim, como mostra a Figura 7.8,
pode ser verificado ainda um pequeno descolamento próximo a saída do difusor, porém bem
menor do que o existente na Simulação 1.
Figura 7.8 Vetores velocidade no plano longitudinal YZ para a simulação 2.
Nota-se na Figura 7.8, que a velocidade do escoamento que chega a região do swirler
ainda é elevada, continuando a aderir às paredes do domo, resultando em uma pequena
recirculação na região central. Esta configuração permanece ao longo de toda a câmara.
7.1.3
Simulação 3: Acréscimo do swirler radial
Na simulação anterior, notou-se que existe um problema no perfil do escoamento após
atravessar o swirler. Neste sentido, com objetivo de não modificar tanto o projeto inicial, foi
proposto acrescentar um swirler do tipo radial baseado no projeto já citado na Figura 4.13. De
acordo com a Figura 7.9, a partir desta modificação, o escoamento se concentrou na região
central conforme previsto, não aderindo as paredes do domo.
97
Figura 7.9 Distribuição dos vetores velocidade ao longo da câmara para a simulação 3.
Contudo, a velocidade do escoamento na região central se manteve elevada,
impossibilitando de ocorrer uma mistura com o escoamento de combustível, conforme
mostrado pelas linhas de corrente da Figura 7.10.
Figura 7.10 Linhas de corrente do fluxo de combustível para a simulação 3.
Nota-se na Figura 7.11, que o formato da chama indica que a velocidade elevada no
centro arrastou o a mistura para o final da câmara. Em velocidade elevadas, o processo de
combustão é extremamente ineficiente, resultando em temperaturas elevadas na saída além de
um excesso de combustível não queimado.
98
Figura 7.11 Distribuição de temperaturas na câmara de combustão para a simulação 3.
7.1.4
Simulação 4: Colocação do snout, aumento do injetor e swirler radial
Nesta simulação, foi prevista a colocação do snout para reduzir ainda mais a velocidade
de chegada no swirler e garantir que a vazão mássica prevista à zona primária seja a mais
próxima possível daquela empregada nos cálculos. Logo, de acordo com a Figura 7.12 pode
ser observado que a velocidade do escoamento foi reduzida a partir da entrada no snout,
funcionando como um difusor.
Figura 7.12 Distribuição dos vetores velocidade para a simulação 4.
Fazendo uma comparação entre as simulações 3 e 4, a Figura 7.13 também evidencia a
redução de velocidade imposta pelo snout, conforme previsto.
99
(a)
(b)
Figura 7.13 Intensidade dos vetores velocidade local em função do snout. (a) sem (b) com.
Conforme mostrado na Figura 7.14, a região central do swirler apresenta uma
velocidade menor do que aquela obtida pela simulação 3, Porém, a necessidade de se
concentrar o escoamento na região central foi obtida com a colocação do swirler radial
impediu que o escoamento aderisse às paredes do domo. Contudo, a velocidade final do
escoamento aumentou muito em comparação com o estado anterior, devido principalmente ao
fluxo adicionado tangencialmente.
Figura 7.14 Detalhe do fluxo na saída do novo swirler, axial mais radial.
Diante das menores velocidades obtidas no interior da câmara com a introdução do
snout e da retirada aleta, o perfil de temperaturas manteve-se mais uniforme, conforme pode
ser verificado pela Figura 7.15.
100
Figura 7.15 Distribuição de temperaturas para a simulação 4.
Esta distribuição de temperaturas mais uniforme reflete no plano de saída, pois
velocidades baixas permitem que as reações do processo de combustão tenham tempo para
ocorrer, conforme evidenciado pela Figura 7.16. Como conseqüência de uma boa distribuição
de temperaturas, o nível de emissão de NO também será menor, como mostra a Figura 7.17.
(a)
(b)
Figura 7.16 Comparação da distribuição de temperaturas no plano de saída
(a) Simulação 3 e (b) Simulação 4.
A partir das diversas melhorias apontadas, a Tabela 7.4 resume os valores obtidos das
principais grandezas através da planilha e das simulações em ANSYS CFX®, considerando a
Simulação 4 com GN Gaspetro®.
101
(a)
(b)
Figura 7.17 Comparação da distribuição de NO no plano de saída
(a) Simulação 3 (b) Simulação 4.
Analisando Tabela 7.4, foram encontrados desvios entre os valores das grandezas,
devido principalmente ao método de cálculo estabelecido em cada ferramenta. Na aplicação
da metodologia, os valores de perda de carga são estimados a partir de valores típicos
sugeridos por Lefebvre (1998). Assim, a perda de carga no difusor, no swirler, ao longo do
tubo de chama, após a passagem pelos orifícios e pelas fendas de resfriamento são estimadas,
além da própria perda de carga distribuída ao longo da câmara são estimados. Desta forma, os
dados de pressão em diversos pontos da simulação vão certamente apresentar valores
diferentes daqueles calculados pela planilha Excel®. Também, por esse mesmo motivo, foram
observados desvios em alguns valores de velocidade, além de grandezas como a massa
específica, interferindo assim na distribuição das massas de ar prevista pela metodologia.
Outro ponto observado corresponde à distribuição de temperaturas. Como as
velocidades estimadas pela metodologia estiveram aquém do valor observado pelas
simulações, as reações de combustão foram prejudicadas, em função do curto tempo de reação
dispensado, gerando pontos quentes em diversas regiões, além de não se localizar na zona
primária como previsto. Ainda, como não foram consideradas pela metodologia as inúmeras
reações parciais simultâneas que ocorrem num processo real, a distribuição de temperatura
pela planilha torna-se difícil de determinar. Contudo, as simulações empregando o ANSYS
CFX® consideram, com maiores detalhes, estas reações parciais através de listas de reações e
bibliotecas, contendo diversos compostos químicos. Assim, a previsão das características dos
produtos da combustão pela planilha Excel® foi aproximada, o que justifica os desvios
encontrados nos resultados. Contudo, é preciso investigar também os resultados obtidos por
outros modelos de turbulência, de combustão e de radiação, a fim de verificar com maior
precisão, os resultados obtidos pela metodologia empregada.
102
Tabela 7.4 Comparação dos valores obtidos pela planilha Excel e simulações ANSYS CFX®.
Regiões
Variável
Unidade
Planilha Excel
Simulações
Desvio %
V3
m/s
102,408
107,971
5,432 kg/s
4,288
4,288
‐ Entrada
bar
4,053
3,837
‐5,329 Ar
bar
3,899
3,673
‐5,796 kg/m3
2,933
2,764
‐5,762 K
461,0
461
‐ m/s
6,0
6,63
10,500 kg/s
0,0745
0,0745
‐ bar
4,053
3,782
‐6,686 bar
4,052
3,781
‐6,688 kg/m3
2,014
1,794
‐10,924
-
0,012
0,0130141
8,451 K
430
430
‐ m/s
153,204
111,355
‐27,316
í
kg/s
4,3634
4,363
‐0,009 í
bar
3,810
3,7698
‐1,055 í
bar
3,678
3,673
‐0,136 í
kg/m3
1,119
1,778
58,892 í
K
1169,46
905,221
‐22,595
m/s
40,00
58,226
45,565 kg/s
0,726
1,112
53,168 bar
4,044
3,8562
‐4,644 bar
4,020
3,808
‐5,274 kg/m3
2,933
2,840
‐3,171 m/s
21,05
32,51
54,442 kg/m3
0,76
1,291
69,868 -
0,049
0,048
‐2,653 K
2416,
1132,54
‐53,123
m/s
58,762
47,660
‐18,893
3,024
2,832
‐6,349 Vcomb
Entrada
Combustível
Vsaída
Saída
Vsnout
Plano
snout
Plano
VZP
Referência
(ZP)
Região
Anular
Vanular
kg/m3
103
7.2. Mudança no projeto original
7.2.1
Simulação 5: Aumento da área de referência calculada pela planilha.
A partir da simulação 4, foi observado que uma redução na velocidade de chegada no
swirler melhorou a distribuição da chama ao longo da câmara, bem como o perfil de
velocidades com as modificações feitas. Também o escoamento que deixava o swirler foi
melhorado, concentrando-o na região central. Contudo, a velocidade elevada do escoamento
no interior da câmara ainda persiste, mesmo após as modificações propostas.
Neste sentido, a redução da velocidade do escoamento no interior da câmara só será
possível a partir de um aumento na área de referência calculada, pois componentes como
difusor, snout e swirler já foram investigados e estão no limite para esta configuração
apresentada.
Para se determinar a área de referência adequada ao escoamento, foram pesquisados os
dados referentes de uma câmara de combustão anular, modelo T-62T-32 de 60kW, fabricada
pela Solar Turbines, descrito por Rodrigues (2009).
Apenas com base nos dados da Tabela 7.5, a área de referência obtida pela planilha
Excel® foi de 0,015m2, distante do valor empregado pela Solar Turbine e, com uma
velocidade de referência de 21,322 m/s, Neste sentido, o diâmetro de referência obtido pela
planilha Excel® foi variado até que a área resultante estivesse próxima daquela informada
pela Tabela 7.5. Ao final, o diâmetro inicial teve que ser aumentado em 60%, resultando em
um velocidade de referência de 8,329 m/s.
Tabela 7.5 Dados de projeto da Solar Turbines (RODRIGUES, 2009).
Variável
Valor
Unidade
Vazão mássica de ar
0,95
kg/s
Pressão total na entrada
4,053
bar
0,038118224
m2
Temperatura de entrada
473
bar
Potência gerada
60
kW
Área de referência
Desta forma, julgou-se necessário simular uma nova câmara de combustão, empregando
nos cálculos um diâmetro de referência 50% maior. Assim, a geometria da câmara mudou,
além do comprimento, liberando um espaço maior para a combustão.
104
ƒ
Distribuição da velocidade no plano longitudinal YZ
Em virtude do aumento do diâmetro de referência, inúmeras dimensões da câmara de
combustão foram também alteradas pela planilha Excel®. Conforme mostrado pela Figura
7.18, a distribuição dos vetores velocidade reduziu seu valor.
(a)
(b)
Figura 7.18 Comparação da distribuição de velocidades no plano longitudinal YZ.
(a) Simulação 4 (b) Simulação 5.
ƒ
Temperatura no plano longitudinal YZ e fração mássica de CH4
Com a modificação realizada, pode ser observado ainda, que a redução da velocidade do
escoamento no tubo de chama favoreceu o processo de combustão e a entrada de ar pelos
orifícios, conforme mostrado pela melhor distribuição de temperaturas na Figura 7.19 e da
fração mássica de CH4 na Figura 7.20.
Figura 7.19 Distribuição de temperaturas no plano longitudinal YZ para a Simulação 5.
105
(a)
(b)
Figura 7.20 Comparação da distribuição da fração mássica de CH4 entre as simulações.
(a) Simulação 4 (b) Simulação 5.
ƒ
Distribuição da temperatura no plano de saída
Outra vantagem do aumento do diâmetro de referência pode ser observada na Figura
7.21. Com a melhora no processo de mistura, obteve-se uma distribuição média adequada e
mais uniforme da temperatura no plano de saída. Na Simulação 4, existiam pontos quentes de
2000K e uma grande porção com baixa temperatura, resultando em uma média de 905,221K.
Na Simulação 5, a distribuição esteve mais uniforme, ainda com pontos quentes, mas com
uma temperatura média de 1110,97K, mais próxima do valor de projeto em 1123K.
(a)
(b)
Figura 7.21 Comparação da distribuição de temperaturas no plano de saída
(a) Simulação 4 (b) Simulação 5.
106
7.3. Substituição do combustível de projeto
Existe um enorme incentivo no uso de fontes alternativas de combustível, conforme
argumentado ao longo deste texto. Contudo, dependendo das características físico-químicas
do combustível empregado, inúmeras mudanças são necessárias ao projeto inicial, a fim de
permitir a substituição. Assim, parâmetros como o Índice de Wobbe são normalmente
utilizados para verificar a intercambiabilidade dos gases, sendo permitida a troca somente se a
diferença do índice entre os combustíveis for de 5% a 10% (LEFEBVRE, 1998)
De modo a demonstrar a necessidade de se projetar uma nova câmara de combustão, um
combustível com poder calorífico diferente do gás natural, empregado inicialmente, foi
testado na mesma geometria da Simulação 4. Assim, estão descritas as simulações realizadas
bem como as novas dimensões sugeridas pelos cálculos da planilha Excel®.
7.3.1
Simulação 6: Queima de um biogás ETE-SABESP.
Foi inicialmente testada a queima de um biogás, que não apresenta intercambiabilidade
com o GN Gaspetro®, sendo então previsto que algumas modificações na geometria da
câmara da Simulação 4 devem ser realizadas. A composição química do combustível está
mostrada na Tabela 7.6. De acordo com a planilha Excel®, a vazão mássica de combustível
necessária deve ser 0,16 kg/s. A seguir, estão detalhados os resultados obtidos.
Tabela 7.6 Composição média do biogás ETE-SABESP (RODRIGUES, 2009).
ƒ
Composição média
Fração vol.
Unidade
CH4
66,50
%
CO2
30,50
%
O2 +N2
0,50
%
H2O
2,50
%
PCI
22195
kJ/kg
Distribuição da temperatura no plano YZ
De acordo com a distribuição de temperaturas mostrada na Figura 7.22, a presença
menor de CH4 na composição do biogás resulta em temperaturas mais baixas. Contudo, altas
velocidades ainda permanecem no interior do tudo de chama, trazendo a chama para a saída
da câmara.
107
(a)
(b)
Figura 7.22 Comparação entre a distribuição de temperaturas no plano YZ
a) GN Gaspetro® b) Biogás
ƒ
Distribuição da temperatura no plano de saída
A temperatura média no plano de saída com GN Gaspetro está em 905,221K e para o
Biogás em 939,166K. A partir da Figura 7.23 é possível observar uma distribuição de
temperaturas melhor na saída da câmara. Isto evidencia o fato de que se um combustível com
elevado poder calorífico, como é o caso do GN Gaspetro®, tem sua combustão prejudicada,
isto resulta em temperaturas menores na saída, além de um excesso de combustível não
queimado. Neste sentido, as vazões mássicas de ar e combustível previstas por programas
como o GateCycle® somente estarão adequadas se a eficiência da combustão apresentar
valores elevados. Do contrário, um aumento na vazão mássica de combustível deve ser
previsto, a fim de obter a temperatura desejada na saída.
(a)
(b)
Figura 7.23 Comparação de temperaturas no plano de saída a) GN Gaspetro® b) Biogás
108
Pode ser observado pelos resultados das simulações anteriores que a geometria da
câmara de combustão não é adequada. Neste sentido, utilizando os mesmos dados de entrada
da Simulação 4 e considerando a composição química da Tabela 7.6, a nova geometria obtida
para o biogás, através da planilha está descrita na Figura 7.24.
Figura 7.24 Geometria de uma câmara de combustão projetada para o biogás.
As principais modificações observadas após a troca do combustível estão no tamanho
do injetor de combustível e nos orifícios de entrada de ar na zona primária, conforme
detalhado na Figura 7.25, pelo fato da vazão mássica empregada ser maior.
Figura 7.25 Detalhe das principais modificações observadas após a troca do combustível.
109
7.3.2
Simulação 7: Queima de um gás de gaseificação da biomassa.
De modo a verificar o comportamento da câmara para um combustível com poder
calorífico ainda menor que o biogás, foi simulado no ANSYS CFX® a queima de um gás
resultante da gaseificação da biomassa, cuja composição é mostrada na Tabela 7.7. Pela
planilha Excel®, a vazão mássica de combustível necessária para os mesmos dados de entrada
da Simulação 4 é de 2,7036kg/s.
Tabela 7.7 Composição média do gás de gaseificação da biomassa (MENDES, 2003).
Composição média
Valor*
Unidade
N2
0,3886
-
CO2
0,1075
-
CO
0,1947
-
CH4
0,0144
-
H2S
0,0030
-
H2
0,1898
-
H2O
0,1048
-
PCI
4771
kJ/kg
* Fração volumétrica
ƒ
Distribuição da velocidade no plano longitudinal YZ
Conforme previsto, a mudança para um combustível de poder calorífico menor requer o
desenvolvimento de uma nova geometria da câmara de combustão, de modo a atender esta
nova condição. Como a vazão mássica combustível foi muito maior que para o GN
Gaspetro®, as velocidades serão elevadas partindo do injetor de combustível, conforme
observado pela Figura 7.26. Ainda, estas velocidades elevadas irão prejudicar o processo de
mistura e de combustão.
Através da Figura 7.27, observou-se que o perfil de temperaturas esteve menor em
comparação com a simulação com GN Gaspetro®, em virtude do tempo reduzido que as
reações tiveram para ocorrer, além do poder calorífico do gás de gaseificação ser muito
menor.
110
(a)
(b)
Figura 7.26 Comparação do perfil de velocidade no plano longitudinal YZ
a) GN Gaspetro® b) Gás de Gaseificação da Biomassa.
.
(a)
(b)
Figura 7.27 Comparação da distribuição de temperaturas no plano longitudinal YZ
a) GN Gaspetro® b) Gás de Gaseificação da Biomassa.
Finalmente, diante das simulações realizadas, pode ser observado que a planilha Excel®
é capaz de fornecer uma geometria aproximada da câmara de combustão, a partir dos dados
de entrada e da composição do combustível empregado. Contudo, pelo fato das equações
empregadas serem concebidas para um caso particular, existe a necessidade de se investigálas, a fim de adequar a geometria da câmara de combustão às reações de combustão em cada
condição de operação.
111
8. Capitulo 8
CONCLUSÕES E TRABALHOS FUTUROS
Com as simulações realizadas no ANSYS CFX® ao longo do Capitulo 7, pode ser
verificado que a metodologia de cálculo aplicada apresentou bons resultados para o projeto
preliminar de câmara de combustão de turbina a gás, considerando a abordagem
unidimensional empregada nos cálculos e os diversos parâmetros que foram estimados.
Porém, conforme revelado pelas simulações, alguns ajustes devem ser realizados na geometria
da câmara de combustão obtida através da metodologia, principalmente com o objetivo de
redução das velocidades na região do tubo de chama.
Contudo, problemas na aerodinâmica do escoamento, principalmente em regiões de
recirculação e descolamento da parede também puderam ser identificados com as simulações,
reduzindo problemas de perda de carga e melhorando a estabilização e o comportamento da
chama. Também, o efeito do posicionamento dos orifícios de diluição no escoamento interno
ao tubo de chama foi observado e, as melhores posições, foram então escolhidas.
O comportamento da chama e da distribuição dos vetores velocidade ao longo da
câmara de combustão também puderam ser identificados pelas simulações numéricas. Neste
caso, regiões de recirculação e aceleração do escoamento foram localizadas e pequenos
ajustes foram realizados na geometria. As baixas velocidades na região de chama são
imprescindíveis para a estabilização da chama, bem como para obtenção de uma distribuição
adequada da temperatura.
Neste sentido, o estudo detalhado de mecanismos de redução da velocidade e o projeto
112
aerodinâmico do swirler devem ser investigados, principalmente pelo forte impacto que
produzem no escoamento da região de chama. Tais investigações incluem, por exemplo, o
estudo do escoamento a partir de diferentes ângulos de pás e formato das mesmas.
Em geral, foram observados pelas simulações resultados diferentes daqueles estimados
pelos cálculos da metodologia, basicamente devido ao método de cálculo empregado. Nas
simulações, as equações são resolvidas de forma iterativa em um domínio tridimensional, e
que variam, sobretudo de acordo com o modelo numérico empregado. Por outro lado, as
equações empregadas na metodologia são unidimensionais, sendo comum a existência de
desvios entre ambas as abordagens.
Ainda, pode ser comprovado que o projeto de câmara de combustão de turbina a gás é
complexo, e que se torna um desafio principalmente pela escassez de equações e
metodologias. Na literatura, existem equações aplicáveis a um dado caso específico, que
normalmente não é informado pelo autor, com coeficientes baseados em resultados
experimentais, além de fatores que são estimados. Com este trabalho, pode-se verificar ainda
que as diversas grandezas empregadas na metodologia não estão interligadas e, que
parâmetros importantes, como a área de referência e comprimento da câmara não estão
associados aos cálculos do tempo de reação, comprimento de chama, nem tampouco com a
composição do combustível queimado. Por este motivo, as equações da metodologia devem
ser revistas, de modo a prever o comportamento físico com maior precisão, reduzindo os
ajustes necessários que foram revelados pelas simulações.
Finalmente, os resultados obtidos ao longo deste trabalho e a planilha Excel®
desenvolvida, poderão auxiliar o projeto preliminar de câmara de combustão de turbina a gás,
facilitando a identificação das regiões em conflito e que precisam ser investigadas, reduzindo
assim, o tempo total de projeto.
Trabalhos Futuros
ƒ
Investigar outros modelos numéricos de turbulência, de combustão e radiação, a
fim de evitar que erros do próprio modelo interfiram nos resultados.
ƒ
Buscar resultados experimentais, a fim de apontar ajustes nos cálculos da planilha
e facilitar a escolha do modelo numérico empregado.
ƒ
Investigar as diversas grandezas e parâmetros estimados pela metodologia, de
113
modo a reduzir o valor dos desvios encontrados.
ƒ
Verificar os limites operacionais da metodologia empregada, em termos da razão
ar/combustível mais adequada, a vazão mássica de ar e combustível e a pressão de entrada na
câmara, que normalmente estão ligadas à potência gerada. Dependendo da configuração, a
geometria calculada pela metodologia poderá ser mais adequada.
ƒ
Investigar com maiores detalhes as equações empregadas na metodologia,
identificando a condição de contorno pré-estabelecida e o combustível considerado.
ƒ
Implementar nos cálculos da metodologia e simular o funcionamento da câmara
de combustão com combustíveis líquidos.
114
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